Расчет точносных параметров соединений машин и универсальных средств измерения

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРОИНЖЕНЕРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

им.В.П.Горячкина

Кафедра: МЕТРОЛОГИИ, СТАНДАРТИЗАЦИИ И КВАЛИМЕТРИИ.

по теме: Расчет точносных параметров соединений машин и универсальных средств измерения.

Выполнил:

Проверил:

МОСКВА 2001г.

Аннотация.

рассматривает вопросы расчета точностных параметров деталей машин и нацелена на создание машин высокого качества, способных конкурировать на едином экономическом пространстве. В работе приводится методики и конкретные расчеты связанные с определением посадок с зазором, натягом колец подшипников качения.

С помощью размерного анализа определенны точностные параметры сборочных единиц, рассмотренные вопросы выбора средств измерения, выполнен один рабочий чертеж в полном соответствии с требованиями ЕСКД.

выполнена на 32- х страницах печатного текста. В процессе работы было использовано 4-и литературных источника.

Введение

В данном курсовом проекте решается ряд основных задач по расчету точностных параметров сельскохозяйственной техники с целью закрепления теоретических положений курса “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения” и выработки у будущих инженеров практических навыков использование и соблюдение требований стандартов и других нормативно-технических документов, выполнение точных расчетов и метрологического обеспечения при изготовлении, эксплуатации и работе сельскохозяйственной техники.

-Стандартизация, как деятельность, направленная на достижение оптимальной степени упорядочения в определенной области по средством установления положений для всеобщего многократного применения в отношении реально существующих или потенциальных задач, очень широко используется в сфере производства, эксплуатации и ремонта машин.

-Квалиметрия, как наука о количественной оценки качества продукции, не имеет аналогов в методиках расчета за рубежом,

что ставит ее на высокий уровень по степени универсальности ее применения для сравнения качества по заданным показателям.

Таким образом, данный курсовой проект по курсу “Метрология, стандартизация и квалиметрия” является базовым в плане изучения вопросов обеспечения, контроля и оценки качества при производстве, эксплуатации и ремонте узлов агрегатов и машин.

1. Расчет вероятного процента брака

исходные данные

Требуется:

1. Построить схему расположения полей допусков соединения с теоретическими кривыми распределения и зонами рассеяния действительных отверстий и валов.

2. Определить вероятный процент бракованных отверстий, валов и соединений.

3. Построить схему рассеяния действительных натягов в соединении.

4. Определить придельные вероятностные натяги.

5. Дать заключение о качестве технологических процессов обработки отверстий и валов.

Решение:

1,1. Построение схемы расположения полей допусков с теоретическими кривыми распределения и полями рассеивания действительных размеров отверстий и валов

Расшифровываю посадку:

-Допуск отверстия T_D =ES-EI=18мкм.

Верхнее отклонение отверстия ES=-18мкм.+ мкм.=-11мкм.

мкм.=7мкм. (поправка)

Нижнее отклонение отверстия EI=ES-T_D =-11+(-18)=-29 мкм.

-Допуск вала T_d =es-ei=11мкм.

Верхнее отклонение вала es=0 мкм.

Нижнее отклонение вала ei=-11 мкм.

-Зоны рассеяния размеров отверстия и вала:

-Определяю величины смещения средних действительных размеров отверстия и вала относительно середины допуска

Схема к расчету вероятного процента брака отверстий и валов.

1,2. Определение вероятного процента бракованных отверстий

-Среднее квадратическое отклонение размеров отверстий равно:

-Величины интервалов от центра группирования размеров до границ допуска определяем исходя из рис.1,1:

-Коэффициенты риска определяем по зависимостям:

-Значение интеграла вероятности Ф(t) определяем по таблицам:

Ф(t₁ )=Ф(5.25)=0.499999

Ф(t₂ )=Ф(2.25)=0.4878

- Вероятный процент исправимого и неисправимого брака размеров отверстия равен:

Q_бр ={0.5-Ф(t) } 100%.

Q_бр(и) ={0.5-0,499999} 100=0,0001%=0

Q_бр(не) ={0.5-0,4878} 100=1,22%

Полный брак по отверстиям равен:

Q_брD = Q_бр(и) +Q_бр(не) =0+1.22=1.22%

1,3. Определение вероятного процента бракованных валов

-Среднее квадратическое отклонение размеров валов равно:

-Величины интервалов от центра группирования размеров до границ допуска определяем исходя из рис.1,1:

-Коэффициенты риска определяем по зависимостям:

-Значение интеграла вероятности Ф(t) определяем по таблицам:

Ф(t₁ )=Ф(3,6)=0.499841

Ф(t₂ )=Ф(2,4)=0.4981

- Вероятный процент исправимого и неисправимого брака размеров валов равен:

Q_бр ={0.5-Ф(t) } 100%.

Q_бр(и) ={0.5-0,499841} 100=0,0159%

Q_бр(не) ={0.5-0,4981} 100=0,19%

Полный брак по валам равен :

Q_брD = Q_бр(и) +Q_бр(не) =0,0159+0,19=0,2059%

1,4 Определение вероятного процента бракованных соединений

-Среднее квадратическое отклонение натягов равно:

-Средний действительный натяг определяем по формуле:

где -средний действительный размер отверстия: -средний действительный размер вала.

Тогда:

-Предельные натяги соединения определяю из вырожения:

-Строю схему рассеяния действительных натягов в посадке (рис.1,2)

определяю величины интервалов от центра группирования до границ предельных натягов исходя из рис.1,2:

Коэффициенты риска

Значение интервала вероятности Ф(t):

Ф(t₁ )=Ф(7,6)=0.5214

Ф(t₂ )=Ф(2.98)=0.4986

- Вероятный процент браковых соединений равен:

1.5 Определение вероятных предельных натягов:

Предельные вероятные зазоры равны:

1.6 Заключение о качестве технологических процессов обработки

Проведенная оценка вероятного процента брака показывает, что технологический процесс обработки отверстия и вала в целом удовлетворителен (вероятный процент брака отверстия–1,22%, вала-0,2059%). Вероятный процент бракованных соединений составляет -0%. Следовательно используемая технология и оборудование могут и должны быть использованы в данном производстве.

2. Расчет и выбор посадок с зазором

Одним из наиболее распространенных видов подвижных соединений является соединение типа вал-подшипник скольжения.

Расчет посадок для подшипников скольжения на основе гидродинамической теории смазки сводится к определению наименьшего и наибольшего функциональных зазоров, конструктивного допуска, исходя из значения оптимального коэффициента запаса точности, к расчету квалитета и основных отклонений.

Исходные данные:

Требуется:

1. Определить придельные функциональные зазоры в соединении.

2. Определить придельные конструктивные зазоры в соединении.

3. Выбрать посадку по таблице предельных зазоров или по таблицам предельных отклонений и допусков.

4. Построить в масштабе схему расположения полей допусков выбранной посадки с указанием все параметров деталей и соединения, конструктивного и функционального допусков.

5. Установить параметры шероховатости при обработки деталей и наиболее применимые технологические процессы.

6. Выполнить эскизы соединения в сборе и отдельных деталей с указанием шероховатости поверхностей, посадки и предельных отклонений.

7. Выбрать универсальные средства измерения для контроля размеров отверстия вала, записав их обозначение по ГОСТу.

Решение:

2.1. Определяю предельные функциональные зазоры

2.1.1. Определяю наименьшую толщину масленого слоя

Наименьшая толщина масленого слоя, необходимая для обеспечения жидкостного трения в подшипнике скольжения, равна:

где k ₀ = 2,0-коэффициент запаса надежности по толщине масленого слоя.

2.1.2. Определение угловой скорости вращения вала

2.1.3. Выбор конструктивных коэффициентов

(учитывают соотношение геометрических параметров l/d )

Коэффициенты k и m по И.Н. Поздову

При l=50 10^-3 м. и d_n =63 10^-3 м.,l/d=50/63=0.8.

По табл.: k=0,623, m=0,698.

2.1.4. Определяю среднее давление на цапфу

2.1.5. Определяю динамическую вязкость масла

Беру значение вязкости масла при наибольшей реальной рабочей температуре,

т.к. с увеличением температуры вязкость масла уменьшается и понижается несущая способность и наибольший функциональный зазор в посадке.

Рабочая температура и динамическая вязкость масла М-10-В₁ ГОСТ 17479,1-85 равна t=100⁰ ,

2.1.6. Определение предельных функциональных зазоров

Определяю наибольший и наименьший функциональный зазоры, при которых обеспечивается жидкостное трение в соединении

Т.к. значения принимаю т.к. при происходит увеличение биения вала о втулку, что приводит к значительным пластическим деформациям поверхности трения и поломке узла.

2.2. Определение конструктивных зазоров

2.2.1. Определяю конструктивный допуск

где T_F -функциональный допуск посадки, K_T – коэффициент запаса точности,

K_T =1,5….11(оптимально K_T =3….5).

Функциональный допуск посадки равен

Коэффициент запаса точности равен

где k-число единиц допуска, i-единица допуска, i=1,90мкм., k=100.

K_T =870/(2 100 1,90)=2,3

Тогда

T _K = 870/2.3=378мкм.

2.2.2. Определяю предельные конструктивные зазоры

Наименьший конструктивный зазор равен:

Наибольший конструктивный зазор равен:

2.3. Выбор посадки

Условие выбора

где S_Cmax и S_Cmin –наибольший и наименьший стандартный зазоры в посадке.

Система посадки заданна в системе отверстия cH .

Выбираю основное отклонение

(для системы вала )

для диапозона основных отклонений от a до h при d_n =63мм. Имею:

где es =-10мкм.- буквенное обозначение «g», следовательно

Определяю допуски на изготавление детали по зависемости:

Для d_n =63мм. Находим сумму допусков отверстия и вала. При этом обычно на технологически более сложно обрабатываемую поверхность детали (обычно отверстие) назначают больший допуск (квалитет).

2.4. Построение схемы расположения полей допусков

Строю схему расположения полей допусков с указанием предельных откланенений, допусков и предельных зазоров.

Схема расположения полей допусков посадки О63H11/g11.

2.5. Определяю параметры шероховатости (R_a или R_z ) и наиболее приемлемый технологический процесс при обработки деталей.

Среднее арифметическое отклонение профиля для отверстия и вала равно:

где К_ф - коэффициент, зависящий от допуска формы. При допуске формы равном 60% от допуска размера К_ф =0,5.

Округляю до стандартного значения

-отверстие 11-го квалитета –зенкерование чистовое:

-вал 11-го квалитета – строгание – чистовое.

2.6. Эскиз детали и соединения с указанием шероховатости поверхностей и предельных отклонений:

Эскиз детали и соединения.

2.7. Выбор универсальных средств измерения.

где - предельная погрешность средств измерения, б- допускаемая погрешность измерения.

Для отверстия ,имею IT_D 11=190мкм.,

Выбираю нутромер индикаторный ,средство установки - концевая мера 4-го класса ,

Для вала , имею IT_d 11=190мкм.,

Выбираю микрометр гладкий (МК) с отчетом 0,01мм., в руках.

3. Расчет и выбор посадок с натягом

Посадки с натягом предназначены для получения неподвижных разъемных соединений без дополнительного крепления деталей. Относительная неподвижность деталей обеспечивается силами сцепления (трения), возникающими на контактирующих поверхностях вследствие их деформации, создаваемой натягом при сборке соединения.

Исходные данные:

Требования:

1. Выполнить эскиз соединения.

2. Определить предельные расчетные (функциональные) натяги.

3. Определить предельные технологические (конструктивные) натяги.

4. Выбрать посадку по таблице предельных натягов или таблице основных отклонений и допусков.

5. Построить схему расположения полей допусков с указанием всех параметров соединения.

6. Определить коэффициенты запаса прочности и сцепления соединения.

7. Выполнить эскизы соединения и отдельных деталей с обозначением посадки.

8. Определить усилие запрессовки или температуру ступицы для термической сборки соединения.

3.1. Определяю наименьшее придельное давление

Наименьшее давление на контактируемых поверхностях, необходимое для передачи крутящего момента и осевой силы без проворачивания или сдвига, равно:

где f - коэффициент трения. Для стали по чугуну f =0,07-0,12.

Схема соединения.

3.2. Определяю наименьший расчетный натяг

где С_d и С_D – коэффициенты Ляме вала и втулки: E_d и E_D – модули упругости материала вала и втулки,

где - коэффициенты Пуассона материала вала и втулки. Для стали , для чугуна

(для отверстия) ( для вала).

3.3. Определяю наибольше допустимое давление

где и - пределы текучести материалов валов и отверстия

3.4. Определяю наибольший придельный натяг

3.5. Определяю придельный технологический натяг

придельный технологический натяг нахожу по выражениям:

где -поправка на смятие шероховатости поверхности вала и втулки при сборке: -поправка на температурное расширение деталей: -поправка на уменьшение натяга при повторных запрессовках в процессе эксплуатации и ремонта ( по экспериментальным данным ): x- коэффициент, учитывающий увеличения удельного давления у торцов втулки (определяю по графику в зависимости отношения )

График

для определения

коэффициента x:

где -коэффициент смятия шероховатости поверхности (0,25…0,35 для запрессовки со смазкой), К- коэффициент квалитета точности.

Расчетный допуск посадки равен:

Предварительно квалитет точности равен:

где i- единица допуска, для i=1.9мкм. Ближайшее значение к=100 для 11-го квалитета, поэтому к=1.

Из-за уменьшения фактической площади контакта при увеличении шероховатости поверхности поправку на смятие шероховатости рекомендуется принимать не более

и -предельно допустимые параметры шероховатости поверхности. Для размеров 18-120мм. ориентированно при прессовании можно принять =1,25мкм. и =2,5мкм.

Поправку на температурное расширение определяю по формуле

где и -коэффициенты линейного расширения : где и -рабочие температуры отверстия и вала: t-20⁰ C- температура сборки.

Подставляю в формулу т.к. вал расширяется больше и необходимо компенсировать увеличение натяга.

Определяю x –l/d=60/80=0.75, поэтому х=0,9.

3.6. Выбираю посадку

предельные стандартные натяги

Технологический допуск посадки равен

Допуск на основную деталь –отверстие. равен:

Выбираю ближайший 10-го квалитета.

Основные отклонения равны

Принимаю что соответствует 9-му квалитету.

Предельные отклонения равны:

Предельные стандартные натяги:

Условия выбора посадок удовлетворяются:

Выбранная посадка записывается так:

Схема расположения полей допусков выбранной посадки.

3.7. Определяю коэффициенты запаса прочности и сцепления

коэффициенты запаса прочности равен :

- условия удовлетворяются.

коэффициенты запаса сцепления равен:

- условия удовлетворяются.

3.8. Определяю усилие запрессовки

Усилие запрессовки нахожу по формуле:

3.9. Определяю температуру нагрева втулки

В случае поперечного метода сборки необходимо определить температуру нагрева втулки по зависимости:

где -зазор при сборке, -температура при сборке.

4. Расчет и выбор посадок колец подшипников

В современной технике очень широко применяются подшипники качения. Но даже правильно подобранный подшипник не будет обеспечивать заданную долговечность узла, если неправильно рассчитаны и выбраны посадки его наружного и внутренних колец.

Исходные данные

Требуется:

1. Записать и расшифровать условное обозначение подшипника.

2. Определить вид нагружения наружного и внутреннего колец.

3. Выписать основные геометрические параметры, предельные отклонения колец и радиальные зазоры подшипника.

4. Произвести расчет и выбор посадок для соединения внутренние кольцо – вал и наружное кольцо корпус.

5. Построить схемы расположения полей допусков выбранных посадок.

6. Дать пример обозначение посадок подшипниковых колец на эскизе подшипникового узла и допусков на эскизе сопрягаемых деталей с простановкой шероховатости и отклонений формы и расположения поверхностей.

Решение:

4.1. Запись и расшифровка условного обозначения подшипника

Подшипник шариковый радиальный однорядный с группой

Зазора 7, классом точности 6, легкой серии (1) и диаметром отверстия 70мм.

(14 5=70мм.). ГОСТ 520-85

4.1.2. Определение основных геометрических параметров, придельные радиальные зазоры и предельные отклонения на изготовление колец подшипника:

Выписываю технические и точностные характеристики подшипника:

-внутренний диаметр

-наружный диаметр

-ширина кольца В=20мм.=0.020м.

-радиус фасок r =2,0мм.=0,002мм.

-диаметр шарика d_T = 12.30мм.

-число шариков в подшипнике z = 13.

4.1.3. Вычисляю дополнительные характеристики подшипника:

-диаметр дорожки качения внутр. и наружн. кольца.

d₁ =0.25(3d+D)=0.25(3 70+110)=80мм:

D₁ =0.25(3D+d)=0.25(3 110+70)=100мм:

-радиальные зазоры:

-приведенный диаметр внутреннего кольца:

4.1.4 Устанавливаем характер нагружения колец.

При вращении вала внутреннее кольцо нагружено циркуляционно: наружное кольцо – местно нагруженное.

4.2. Расчет посадки внутреннего кольца на вал

4.2.1. Определяю радиальную нагрузку , приходящийся на наиболее нагруженный шарик в подшипнике:

4.2.2. Вычисляю величину увеличения зазора в подшипнике за счет увеличения деформации тел качения:

(деф. сжатия )

4.2.3. Определяю радиальный зазор в подшипнике с учетом упругой деформации тел качения:

4.2.4. Вычесляем натяг, необходимый для выбора радиального зазора и приведения его к нулю:

4.2.5. Принемаю квелитет изготавления вала.

Для подшипника 6-го класса величина допуска соответствует точности изготавления внутреннего кольца подшипника т.е. IT6

4.2.6. Определяю по ГОСТ 253446-89 допуск на изготовление вала по квалитету 6. Для номинального диаметра d_n =70мм, T_d =19мкм.

4.2.7. Определяю численное значение основного отклонения вала

-что соответствует буквенному отклонению вала m , при котором e i=+11мкм.

где -допуск внутреннего кольца подшипника

Вал , тогда запишу так:

4.2.8. Строю схему расположения полей допусков.

4.2.9. Вычисляю усилие запрессовки кольца подшипника на вал.

4.2.10. Выбранную посадку проверяю на соответствие ГОСТ 3325-85 по величине интенсивности нагрузки:

где R- радиальная нагрузка на подшипник:

К- динамический коэффициент посадки (К=1,8):

F- коэффициент, учитывающий степень ослабления при полом вале (F=1):

F_A -коэффициент, учитывающий рядность подшипника ( при однорядном F_A =1):

4.2.11. Выбранную посадку проверяю по величине максимально допустимого натяга:

где

Кольцо работает в зоне упругих деформаций

4.3. Выбор посадки местно-нагруженнного кольца:

4.3.1. Посадка местно-нагруженного кольца выбирается в зависимости от вида нагружения и режима работы подшипникового узла.

Для чугунного неразъемного массивного корпуса при ударной нагрузке рекомендуется поле допуска H7, тогда посадочное место под подшипник:

4.3.2. Строю схему расположения полей допусков для соединение наружное кольцо подшипника – корпус:

4.3.4. Вычерчиваю соединение в сборе с указанием посадок колец.

6. Выбор посадок и опредиление предельных размеров деталей шпоночных соединений.

Шпоночное соединение с призматической шпонкой, служит для передачи крутящего момента с вала диаметром d, на втулку.

Исходные данные:

Требуется:

1. Определить номинальные размеры шпонки, паза вала и паза втулки.

2. Назначить посадки и определить предельные отклонения деталей в соединениях вал-втулка, шпонка-паз вала и шпонка-паз втулки.

3. Дать схему расположения полей допусков шпоночного соединения по размеру ширины шпонки.

4. Назначить поля допусков и определить предельные отклонения на все остальные размеры шпоночного соединения.

5. На эскизе дать пример обозначения посадок шпоночного соединения на сборочном чертеже.

6. Дать условное обозначение шпонки по ГОСТу.

Решение:

6.1. Выбор номинальных размеров шпонки и паза.

В зависимости от диаметра вала имею:

глубина паза на валу t₁ =5.3 мм.

глубина паза на втулке t₂ =1,5 мм.

6.2. Выбираю посадку в соединении вал- втулка.

Для соединения с большими нагрузками:

:

6.3. Выбор полей допусков сопряжения шпонка-паз вала-паз втулки.

Для нормального вида соединения нахожу:

-ширина шпонки

-ширина паза на валу

-ширина паза во втулке

6.4. Назначение допусков на другие размеры соединения.

-глубина паза на валу

-глубина паза во втулке

-диаметр шпонки

6.5. Условное обозначение шпонки: Шпонка ГОСТ 24071-80.

Схема расположения полей допусков соединения ширина шпонки-ширина паза вала-ширина паза втулки.

Сборочный чертеж соединения.

7. Выбор посадок и определение размеров деталей прямобочных шлицевых соединений.

Шлицевые соединения по сравнению со шпоночными имеют следующие преимущества: лучшее центрирование и направленность деталей, большая прочность и надежность (что при одинаковых размерах позволяет передавать больший крутящий момент), более равномерное распределение нагрузки по высоте зуба.

Исходные данные:

Требуется:

1. Дать схему принятого метода центрирования.

2. Определить номинальные размеры соединения.

3. Назначить посадки и определить придельные отклонения деталей для центрирующих и не центрирующих элементов соединения.

4. Выполнить схемы расположения полей допусков шлицевого соединения по внутреннему и наружному диаметрам и по ширине шлица.

5. Записать условное обозначение шлицевого соединения, шлицевой втулки и шлицевого вала по ГОСТу.

6. Выполнить эскиз шлицевого соединения, на котором дать пример обозначения посадок на сборочном чертеже.

Решение:

7.1. Определение размеров шлицевого соединения.

При ширине зуба b=9мм. , для средней серии, получаю следующие размеры соединения: т.е.:

- число зубьев z=8;

- внутренний диаметр d=46;

- наружный диаметр D=54.

Схема

центрирования

по внутреннему

диаметру.

7.2. Определение посадок для центрирующих элементов.

Допуски и посадки центрирующих элементов прямоточных соединений при центрировании по «d» выбираю из таблицы. При этом выбираю посадки в зависимости от характера работы изделия. Так, для подвижного соединения беру посадку с гарантированным зазором.

Таким образом получаю следующие посадки:

Для размера «d» - а для размера «b»-

7.3. Определение посадки для не центрирующего элемента

Допуски и посадки для не центрирующего элемента данного шлицевого соединения «D » выбираю из таблиц:

Принимаю для «D »-

Схемы располпжения полей допусков элиментов шлицевого соединения:

7.4. Обозначение шлицевого соединения.

Выбранное шлицевое соединения обозначается следующим образом:

Схема обозначения посадок прямобочного соединения.

содержание   ..  425  426  427   ..