РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ТИПОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ. РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

КУРСОВАЯ РАБОТА

по метрологии, стандартизации и сертификации

РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ТИПОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ.

РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

Содержание

Введение 4

1 Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения

2 Расчет и выбор посадок с натягом

3 Расчет и выбор посадок подшипников качения

4 Расчет и выбор калибров для контроля деталей гладких цилиндрических соединений

5 Выбор посадок шпоночных соединений

6 Выбор посадок прямобочных шлицевых соединений

7 Расчет размерных цепей

8 Расчет геометрических параметров резьбового соединения с метрической

резьбой

9 Нормирование точности цилиндрических зубчатых колес и передач

Заключение

Список использованных источников

Введение

Состояние современной отечественной экономики обусловлено уровнем развития отраслей промышленности, определяющих научно-технический прогресс страны. К таким отраслям прежде всего относится машиностроитель-ный комплекс, производящий современные автотранспортные средства, строи-тельные, подъемно-транспортные, дорожные машины и другое оборудование.

Высокое качество изготовления и ремонта этой техники в значительной мере зависит от применения в конструкторской и инженерной деятельности теории метрологии, стандартизации, сертификации и взаимозаменяемости.

Метрология, стандартизация и сертификация являются важными инстру-ментами обеспечения качества продукции, работ и услуг.

По стандартам изготавливают огромное количество изделий на специали-зированных предприятиях, что снижает их стоимость и увеличивает качество изготовления. Стандарты на процессы, услуги, документы содержат те правила и нормы, которые должны знать и выполнять и специалисты промышленности, и специалисты торговли.

Для обеспечения конкурентоспособности поставщик должен подкрепить выпуск товара сертификатом на систему качества.

Соблюдение правил метрологии на различных этапах изготовления продукции позволяет свести к минимуму потери от недостоверных результатов измерений.

Данная курсовая работа выполнена с целью применения теоретических знаний, полученных в процессе изучения дисциплины для решения практичес-ких задач, связанных с нормированием и контролем точности изделий и их составных частей в машиностроении.

1 Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения

Исходные данные для расчетов приведены в таблице 1.1.

d, мм	, мм	n, мм	, кН	Шерохова-тость, мкм	материал	Мас-ло	t, °C
				цапфы	вкла-дыша	цапфы	вкла-дыша
60	50	2000	2	1,6	3,2	Сталь	Латунь	И-12	35…60

Таблица 1.1—Исходные данные

Порядок расчета.

1.1 Определяется величина среднего удельного давления в подшипнике , Н/м2, по формуле

, (1)

где - радиальная нагрузка, Н;

- длина подшипника, м

d - диаметр вала, м.

1.2 Устанавливается допускаемая минимальная толщина масляного слоя, , м, по формуле

(2)

где k - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя ;

мкм – добавка на неразрывность масляного слоя;

- шероховатость поверхности соответственно цапфы и вкладыша, м;

- поправка учитывающая отклонения нагрузки, скорости, температуры, вязкости масла от расчетных значений, м (= 2…3 мкм).

1.3 Определяем оптимальный диаметральный зазор

(3)

где d - диаметр вала, м;

- динамическая вязкость масла, . Значение определяют по рисунку 3.3 или 3.4 для большей температуры работы соединения из указанного в исходных данных диапазона;

- угловая скорость, где n – частота вращения цапфы, ;

P- среднее давление в подшипнике, Па;

- коэффициент, постоянный для данного отношения l / d, где l – длина подшипника, d – диаметр вала. Значение определяется по таблице 3.1.

м – диаметр вала

при

при

м

при

при

1.4 Определяем предельные значения диаметральных зазоров – наименьшего и наибольшего , м, по формулам

где , - коэффициенты, определяемые по таблице 3.1;

, - динамическая вязкость масла, соответствующая средним температурам смазочного слоя при = и =, Па, соответственно. Значения , определяют по рисунку 3.3 или 3.4, причем значение принимают для большей температуры из указанной в исходных данных (наибольшее тепловыделение происходит при минимальном зазоре), а значение - для меньшей;

угловая скорость, ;

d- диаметр вала, м;

- среднее давление, Па;

- толщина масляного слоя, при которой обеспечивается жидкостное трение, м, = .

1.5 Определяем, с учетом условия эксплуатации подшипника предельные значения функциональных диаметральных зазоров и , м, по формулам:

где - учитывающая изменение зазора в результате температурных деформа-ций цапфы и вкладыша, м. Она определяется по формуле

где - коэффициенты линейного расширения материалов вкладыша и цапфы, °C. Значения и определяют по таблице 3.2. [8, с. 17].

- разность между наибольшей рабочей температурой вкладыша и цап-фы подшипника соответственно и температурой при сборке, °C;

- поправка, учитывающая увеличение зазора при износе поверхностей вкла-дыша и цапфы, м. Ее определяют по формуле:

где - шероховатости поверхностей соответственно вкладыша и цапфы, м.

м

1.6 По Гост 25347-82 выбираем стандартную посадку, у которой средний зазор

Данному условию удовлетворяет посадка предпочтительного применения, например:

Верхнее отклонение отверстия

Нижнее отклонение отверстия

Верхнее отклонение вала

Нижнее отклонение отверстия

у которой , ,.

1.7 Вычислим коэффициент нагруженности подшипника :

При ,

Найти относительный эксцентриситет

При и = , то .

При , в подшипнике скольжения возможен неустойчивый режим работы и вибрация вала.

Для избежания этих явлений необходимо выбрать другую посадку, например из основного отбора

,

Верхнее отклонение отверстия

Нижнее отклонение отверстия

Верхнее отклонение вала

Нижнее отклонение отверстия

у которой , ,.

1.8 Проверить, обеспечивается ли при наименьшем зазоре этой посадки жидкостная смазка. Для этого необходимо ещё раз вычислить CR и найти

При ,

При и ; .

1.9 Определить наименьшую толщину масляного слоя при

1.10 Вычислить коэффициент запаса надёжности по толщине масляного слоя

.

Из расчёта видно, что при запас надёжности по толщине масляного слоя обеспечивается и подшипник будет работать в условиях жидкой смазки.

Посадка выбрана правильно и можно принять за .

Значение не уменьшилось и осталось равным

10. Найти предельные отклонения от номинального диаметра втулки и вала и построить схему полей допусков посадки , (рисунок 2)

. Сделать заключение по второй посадке :

1) посадка не является предпочтительной, но выбрана из основного отбора;

2) коэффициент запаса надёжности по толщине масляного слоя равен 3) запас деталей ПС на износ равен ;

]

2 Расчет и выбор посадок с натягом

Исходные данные для расчетов приведены в таблице 2.1.

, мм	мм	, мм	,мм	, кН		Шероховатость, мкм	Материал	Вид сборки
						вала	втулки	Втулка	вал
170	100	190	100	12	1	5	8	сталь	сталь	Механическая	20

Таблица 2.1—Исходные данные

Рисунок 4 – Расчетная схема соединения

2.1 При расчёте определяются предельные ( и ) величины натяга в соединении.

Наименьший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединения по формулам:

при одновременном совместном нагружении крутящим моментом и осевой силой

где f=0,4 - коэффициент трения при запрессовке

Па и Па –

модуль упругости материала, Па

(табл.3)

и - коэффициент жёсткости конструкции.

Где и - коэффициенты Пуассона (табл.3)

Наибольший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединяемых деталей по формуле:

Определяем величину максимально допустимого давления на контактных поверхностях

Па , для стали

б) для вала

Па

а) для отверстия

Па

мкм

Опреляем значения функциональных натягов и

Находим

Принимаем

По Гост 25347-89 подбираем стандартную посадку удолетворяюшей условиям

Наибольший и наименьший функциональные (расчетные) натяги обеспечивают прочность деталей при их сборке и прочность соединения при эксплуатации. По значениям функциональных натягов определяются функциональный ТNF, конструкторский TNк и эксплуатационный TNэ допуски посадки:

ТNF = - = 110 - 11 = 99 мкм,

Так как TNк=TD+Td , то, в первом приближении, допуск отверстия

мкм

Этот допуск отверстия получен в предположении, что отверстие и вал данного соединения изготовляются по одному квалитету. При подборе посадки допуск отверстия может быть несколько изменен, так как в посадках, рекомендованных ГОСТ 25347-82, отверстие и вал могут изготавливаться по разным квалитетам. Однако в любом случае допуск посадки не должен значительно отличаться от рассчитанного допуска посадки.

По величине допуска отверстия и его номинальному диаметру выбирается 7 квалитет для отверстия и подбирается посадка (ГОСТ 25347-82) из числа рекомендованных, обеспечивающая:

запас прочности деталей при сборке Nзс: Nзс = NmaxF - Nmax ,

запас прочности соединения при эксплуатации Nзэ: Nзэ= Nmin - NminF

и удовлетворяющая условиям: 1) Nзэ> Nзс 2) Nзэ max.

Такой является посадка 100 H7/u7

(ES = +35 мкм ,EI = 0 мкм, es = +179, ei=+144мкм) :

Nmin=109мкм, Nmax =179мкм.

Схему расположения полей допусков чертим в системе отверстия

3 Расчет и выбор посадок подшипников качения

Исходные данные для расчета приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1—Исходные данные

Подшипник	R, H	Остальные данные
5-407	4300	Вращается вал. Нагрузка с ударами и вибрацией, перегрузка до 300 %. Корпус чугунный, разъемный. Осевой нагрузки нет.

Задание .3 Подшипники качения

3.1 Исходные данные:

тип подшипника – 407;

класс точности – 5

R= 4,3кн - радиальная нагрузка

а) внутреннее – циркуляционное нагружение (вал вращается) , наружное – местное нагружение;

Из справочной литературы выбираем параметры заданного подшипника

- внутренний диаметр подшипника d = 35 мм;

- наружный диаметр подшипника D = 100 мм;

- ширина b=25 мм

- фаска кольца r=2,5мм

4.2 Расчёт величины интенсивности радиальной нагрузки.

Расчёт величины интенсивности радиальной нагрузки проводим по формуле:

, где

PR – интенсивность радиальной нагрузки; R – заданная радиальная нагрузка; В – рабочая ширина подшипника; kd – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки, kd =1,8, т.к. перегрузки до 300%; F – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадки при полом вале и тонкостенном корпусе, F=1, т.к. вал сплошной; Fa – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору, Fа=1, т.к. подшипник шариковый однорядный.

кН/м.

Заданным условиям соответствует поле допуска вала 35k6

Условное обозначение соединения "внутреннее кольцо –вал" в нашем случае

Где -поле допуска внутреннего кольца подшипника 5-го класса точности

По Гост 3325-85

35.

35 - Верхнее отклонение ES=0

Нижнее отклонение EI=-8мкм

35 - Верхнее отклонение es=18 мкм

Нижнее отклонение ei=2мкм

Посадку под кольцо, имеющего местный вид нагружения выбираем для поля допуска корпуса D = 100 мм посадку

Условное обозначение соединения "корпус – наружное кольцо подшипника " в нашем случае

100.

Где -поле допуска наружного кольца подшипника 5-го класса точности

100 - Верхнее отклонение ES=+34 мкм

Нижнее отклонение EI=+12мкм

100 - Верхнее отклонение es=0

Нижнее отклонение ei=-10мкм

4. Определяем зазоры и натяги в сопряжениях подшипникового узла

Сопряжение подшипник-вал:

Nmax = es – EI =0.018-(-0.008)=0.026 мм,

Nmin = ei – ES =0.002-0=0.002 мм.

Сопряжение подшипник-корпус:

Smax = ES – ei = 0,034-(-0,010)=0,044 мм

Smin = EI- es=0.012-0= 0.012 мм

Результаты расчётов и выбора посадок подшипника сводим в табл.3.1.

Таблица 3.1 - Поля допусков колец подшипника качения, вала и отверстия в корпусе

Внутреннее кольцо	Вал	Наружное кольцо	Отверстие в корпусе
35L5()	35k6()	100 l5()	100G6(

Строим поля допусков

Рис.3.1 Поля допусков для подшипника

4.6 Шероховатость поверхностей.

Шероховатость посадочных поверхностей корпуса и вала выбираем

посадочной поверхности внутреннего кольца RA=0,63 мм;

посадочной поверхности внешнего кольца RA=1,25 мм.

4.7 Допуск цилиндричности присоединяемых поверхностей.

Допуск цилиндричности присоединяемых поверхностей не должен превышать для подшипников 5-го класса 1/5 допуска на размер. Рассчитанное значение определяют до ближайшего значения по ГОСТ 24643-81 что соответствует: для вала 5-ей степени точности – 2 мкм; для корпуса 5-ей степени точности – 2 мкм.