Определить наивыгоднейший зазор в соединении, соответствующий наименьшему коэффициенту трения.

ВВЕДЕНИЕ. Эффективность производства зависит от повышения качества машин, и их надежности. Дисциплина «Метрология, стандартизация и сертификация» позволяет рассматривать задачу повышения качества изготовления, эксплуатации и ремонта технологического оборудования комплексно – с позиций стандартизации, обеспечения взаимозаменяемости и контроля установленных технических требований.
Цель данного курсового проекта – выработка у будущих инженеров–механиков знаний и практического навыка использования и соблюдения требований комплексной системы общетехнических стандартов, выполнения точности расчетов и метрологического обеспечения при производстве, эксплуатации и ремонте техники и оборудования.
Основными задачами являются закрепление знаний, полученных в процессе изучения материала, развитие практических навыков в выборе допусков, посадок, средств измерения и контроля, а также в пользовании справочной литературой.
На основе положения стандартизации разрабатываются качественные показатели продукции с учетом новейших достижений в области квалиметрии и метрологии, повышающих уровень взаимозаменяемости сборочных единиц.
1 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК C ЗАЗОРОМ1.1 Задание и исходные данные
Исходные данные сведем в таблицу 1.1
Таблица 1.1 – Исходные данные
Параметр Обозначение Значение
Номинальный диаметр, мм
Длина цапфы, мм
Шероховатость поверхности вала, мкм
Шероховатость поверхности отверстия, мкм
Относительная частота вращения деталей, об/мин
Радиальная нагрузка на подшипник, Н
Марка масла
Система изготовления dnl
RzdRzDn
R
Т–57
Сh 63
50
2,0
2,5
300
400
Требуется:
Определить наивыгоднейший зазор в соединении, соответствующий наименьшему коэффициенту трения.
Определить расчетный зазор.
Выбрать стандартную посадку по таблицам предельных зазоров.
По таблицам предельных отклонений определить поля допусков деталей и соединения.
Построить в масштабе схему расположения полей допусков выбранной посадки с указанием всех параметров деталей и соединения.
Назначить завершающий технологический процесс обработки деталей соединения.
Выбрать универсальные средства измерения для контроля размеров отверстия и вала.
Вычертить эскизы соединения в сборе и его деталей с простановкой размеров и полей допусков.
1.2 Определение расчетного зазора
Посадки с зазором предназначены для получения подвижных соединений. Наиболее распространенным типом ответственных подвижных соединений являются подшипники скольжения, работающие со смазкой.
При выборе подвижных посадок расчетные зазоры определяют, используя гидродинамическую теорию смазки. Соотношение h и S в подшипниках конечной длины выражается зависимостью (1.1) [1]:
,
где, h – толщина масляного слоя в месте наибольшего сближения поверхностей вала и подшипника в рабочем состоянии, м;
S – зазор между валом и подшипником в рабочем состоянии, м;
dn – номинальный диаметр соединения, м;
l – длина подшипника;
ω – угловая скорость вращения, с–1:
ω=π∙n30=3,14∙30030=31,4 с-1μ – абсолютная вязкость смазочного масла при рабочей температуре, Па*с. μ=0,05Па*с, таблица 3 [1];
р – среднее удельное давление в подшипнике, определяемое по формуле (1.2) [1]:
p=Rdп∙l=4000,063∙0,050=2,5∙105Пагде, R – радиальная нагрузка на цапфу, Н.
По формуле (1.1) определяем значение hS:
hS=0,52∙0,0632∙31,4∙0,05∙0,052,5∙105∙(0,063+0,05)=574∙10-12м2=574 мкм2Если при установившемся движении h=0,25S, то коэффициент трения получается наименьшим, следовательно, и тепловой режим работы подшипника будет наилучшим. Подставив это значение h в формулу (1.1), найдем значение наивыгоднейшего зазора, м:
Sнаив=2hS=2574=47,9 мкмДолговечность работы узла зависит от правильности выбора зазора. В результате приработки зазоры увеличиваются за счет снятия шероховатости сопрягаемых деталей. Поэтому целесообразно первоначальный зазор уменьшить на сумму высот шероховатостей вала и отверстия, что обеспечит больший технический ресурс сопряжения. В процессе приработки высота шероховатости уменьшается на 0,7 от первоначальной, поэтому расчетный зазор, по которому следует выбирать посадку, можно определить из выражения (1.4) [1]:
Sрасч=Sнаив-1,4RzD+Rzd=47,9-1,42+2,5=41,6 мкм1.3 Выбор стандартной посадки
Условие (1.5) [1] выбора стандартной посадки можно записать так:

где, Sср.ст. – средний стандартный зазор, мкм.
Посадку в первую очередь выбираем из числа предпочтительных. По таблицам справочного материала [1, таблица 1.2] подбираем посадку в системе отверстия, удовлетворяющую условию (1.5). Такой посадкой, например, является Ø63G7h6, для которой Smax.ст.= 59 мкм, Smin.ст.= 10 мкм. Sср.ст.= 34,5 мкм, т.е. 34,5 < 41,6.
1.4 Проверка по наименьшей толщине масляного слоя
Выбранную посадку необходимо проверить, исходя из условия обеспечения наименьшего слоя смазки (1.6) [1] при наиболее неблагоприятных условиях. В этом случае:
hmin=h∙SSmax-1,4RzD+Rzd=57459-1,42+2,5=10,9 мкмЧтобы избежать сухого трения, наименьшая толщина масляного слоя должна быть больше суммы высот шероховатостей вала и отверстия (1.7) [1], т.е.

Условие (1.7) выдерживается, т.к. 10,9 > 2,0+2,5=4,5 , следовательно, посадка выбрана правильно.
1.5 Построение схемы расположения полей допусков

Рисунок 1.1 – Схема расположения полей допусков посадки Ø63G7h6для вала верхнее предельное отклонение es = 0, нижнее – ei = –19 мкм
для отверстия ES = +40 мкм, EI = +10 мкм.
Строим схему расположения допусков, рисунок 1.1, где указываем предельные отклонения, допуски и стандартные предельные зазоры.
1.6 Завершающий технологический процесс обработки деталей соединения
Назначаем завершающий технологический процесс, обеспечивающий требуемую точность и шероховатость:
Вал – наружное тонкое точение (алмазное)
Отверстие – шлифование.
1.7 Выбор средства измерения
Выбираем средства измерения.
Для отверстия погрешность измерения δ=±9 мкм. По таблице 3.2 [1] для измерения отверстия выбираем индикаторный нутромер с измерительной головкой с ценой деления 0,002 мм при работе в границах всего диапазона шкалы (±∆lim = 4 мкм)
Для вала δ=±9 мкм – микрометр типа МК в стойке: (±∆lim = 2,5 мкм).
Результаты выбора заносим в таблицу 1.2.
Таблица 1.2 – Данные по выбору средств измерения
Наименование детали, ее номинальный размер, поле допуска Величина допуска изделия IT, мкм Допускаемая погрешность измерения ±δ, мкм Предельная погрешность измерительного средства ∆lim, мкм Наименование измерительного средства Концевые меры для настройки
разряд класс
Отверстие
Ø63G7
0,030
9
4
Индикаторный нутромер с измерительной головкой с ценой одного деления 0,002 мм при работе в границах всего диапазона на шкалы
ГОСТ 9244-75 – –
Вал Ø63h6 0,019 5 2,5 Микрометр типа МК в стойке с ценой одного деления 0,01
ГОСТ 6507-78 – –
1.8 Эскизы деталей и соединения в сборе

2 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК С НАТЯГОМ2.1 Задание и исходные данные
Исходные данные сведем в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 – Исходные данные
Параметр Обозначение Значение
Крутящий момент, Н*м
Материал вала
Длина соединения, мм
Метод сборки
Осевая сила, кН
Номинальный диаметр, мм
Внутренний диаметр вала, мм
Наружный диаметр ступицы, мм
Шероховатость поверхности вала, мкм
Шероховатость поверхности отверстия, мкм
Материал отверстия
Система изготовления МкрСталь 45
l
Нагрев втулки
Рос
dnd1
D2
RzdRzDБр.ОЦС 5-5-5
CН 100
60
0,6
20
4
40
1,6
1,6
Требуется:
Определить наименьший натяг, способный передать указанные нагрузки.
Определить расчетный натяг.
Выбрать стандартную посадку по таблицам предельных натягов.
По таблицам предельных отклонений определить поля допусков деталей соединения.
Провести проверку деталей соединения на прочность.
Определить усилия запрессовки для механической сборки или температуру нагрева ступицы (охлаждения вала) для термической сборки соединения.
Построить схему расположения полей допусков с указанием всех параметров деталей и соединения.
Назначить завершающий технологический процесс обработки деталей соединения.
Выбрать универсальные средства измерения для контроля размеров отверстия и вала.
Выполнить эскизы соединения и отдельных деталей с обозначением размеров и полей допусков.
2.2 Определение расчетного натяга
Посадку с натягом применяют в неразъемных соединениях, причем относительная неподвижность сопрягаемых деталей достигается за счет упругих деформаций, возникших при запрессовке.
Натяг в неподвижной посадке должен быть таким, чтобы, с одной стороны, гарантировал относительную неподвижность вала и отверстия, а с другой – не вызывал разрушения деталей при их соединении. Исходя их этих условий выбирают и рассчитывают неподвижную посадку.
Давление, необходимое для передачи крутящего момента Мкр и осевой силы Рос, определяем из выражения (1.10) [1]:
p=Pос2+2Мкрdп2π∙dп∙l∙f=6002+2∙1000,0223,14∙0,05∙0,06∙0,2=13,3∙106 Пагде, р – давление, Па;
dn – номинальный диаметр, мм;
l – длина сопряжения, мм;
Мкр – наибольший крутящий момент, Н*м;
Рос – наибольшая осевая сила, Н;
f = 0,2 – коэффициент трения (выбран по таблице 1.5 [1]).
Определяем наименьший натяг, способный передать данную нагрузку, по формуле (1.11) [1]. Предварительно по формуле (1.12) [1] определяем коэффициенты:
cD=1+(dпD2)21-(dпD2)2+μD=1+(0,020,04)21-(0,020,04)2+0,35=2,017.cd=1+(d1dп)21-(d1dп)2-μ1=1+(0,0040,02)21-(0,0040,02)2-0,3=0,783где, μ = 0,35 и 0,3 – выбрано по таблице 1.6 [1].
Тогда
Nmin=p∙dпCDED+CdEd=13,3∙106∙0,022,0170,84∙1011+0,7832,1∙1011=14,36∙10-6 м=14,36 мкмгде, Ed = 0,84∙1011МПа, ED = 2,1∙1011МПа – выбрано по таблице 1.6 [1].
При запрессовке вала в отверстие неровности поверхностей снимаются на 60% от их высоты, что уменьшает действительный натяг в соединении. Поэтому расчетный натяг для выбора неподвижной посадки можно найти по формуле (1.13) [1]:
Nрасч=Nmin+1,2RzD+Rzd=14,36+1,21,6+1,6=18,2 мкм2.3 Выбор стандартной посадки
При выборе стандартной посадки необходимо выдержать условие (1.17) [1]:

По таблице 1.7 [1] находим, что условию (1.14) не удовлетворяет ни одна из предпочтительных посадок. Поэтому выбираем рекомендуемую посадку Ø20H7u7, для которой Nmin = 20 мкм и Nmax = 62 мкм.
2.4 Определение полей допусков
Поле допуска вала:
верхнее предельное отклонение es = +62 мкм и нижнее – ei = +41 мкм
Поле допуска отверстия:
верхнее предельное отклонение ES = +21 мкм и нижнее – EI = 0
2.5 Проверка деталей соединения на прочность
Проверяем детали сопряжения на прочность. Наибольшее давление, которое может возникнуть после запрессовки при использовании выбранной посадки, по формуле (1.15) [1]:
Pmax=Nmax.ст-1,2RzD+RzddпCDED+CdEd=(62-1,21,6+1,6)∙1060,022,0170,84∙1011+0,7832,1∙1011=93,7МПаНаибольшие напряжения в материале втулки и вала находим по формуле (1.16) [1]:
cD=1+(dпD2)21-(dпD2)2+μD=1+(0,020,04)21-(0,020,04)2+0,35=2,017.cd=1+(d1dп)21-(d1dп)2-μ1=1+(0,0040,02)21-(0,0040,02)2-0,3=0,783σD=1+(dпD2)21-(dпD2)2Pmax=1+(0,020,04)21-(0,020,04)293,7∙106=156,2МПаσD=2Pmax1-(d1dп)2=2∙93,7∙1061-(0,0040,02)2=195,2МПаПредел текучести для стали 45 [1 таблица 1.6] σT=350МПа, а предел текучести для Бр.ОЦС 5-5-5 σT=200МПа, т.е. условие (1.17) выдержано и посадка выбрана правильно.
2.6 Определение температуры охлаждения вала
Температуру нагрева втулки определяем по выражению (1.20) [1]:
tD=Nmax+SсбαD+tсб=(62+1,41)∙10617,6∙106∙0,02+20≈200°Сгде, Sсб – минимально необходимый зазор при сборке, м:
Sсб=10-5dп=10-50,02=1,41∙10-6м=1,41 мкмα=17,6∙106∙град-1 – принято по таблице 1.6
температура помещения для сборки.
2.7 Построение схемы расположения полей допусков

Рисунок 2.1 – Схема расположения полей допусков посадки Ø20H7u72.8 Завершающий технологический процесс обработки деталей соединения
Назначаем завершающий технологический процесс, обеспечивающий требуемую точность и шероховатость:
Вал – наружное чистовое точение;
Отверстие – чистовое растачивание на токарном станке.
2.9 Выбор средства измерения
Выбираем средства измерения.
Для отверстия погрешность измерения δ=6 мкм. По таблице 3.2 [1] для измерения отверстия выбираем индикатор типа ИЧ и ИТ с ценой деления 0,01 мм на нормируемом участке легкая стойка (±∆lim = 7 мкм).
Для вала δ=6 мкм – микрометр типа МК в стойке (±∆lim = 5 мкм).
Результаты выбора заносим в таблицу 2.2.
Таблица 2.2 – Данные по выбору средств измерения
Наименование детали, ее номинальный размер, поле допуска Величина допуска изделия IT, мкм Допускаемая погрешность измерения ±δ, мкм Предельная погрешность измерительного средства ∆lim, мкм Наименование измерительного средства Концевые меры для настройки
разряд класс
Отверстие Ø20Н7 21 6 3,5 Индикаторный нутромер с ценой деления 0,002 мм
ГОСТ 9244-75 – 3
Вал
Ø20u7 21 6 2 Микрометр типа МК с ценой деления 0,01мм
ГОСТ 6507-78 – –
2.10 Эскизы деталей и соединения в сборе

3 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ3.1 Задание и исходные данные
Исходные данные сведем в таблицу 3.1
Таблица 3.1 – Исходные данные
Параметр Обозначение Значение
№ подшипника – 409
dотв/d – 0,4
D/Dкор– –
Радиальная нагрузка, Н R 20000
Вращающееся кольцо – Нар.
Вид нагрузки – Перегрузка до 300%
Принимаем: вал – сплошной, корпус – неразъемный толстостенный.
Требуется:
Определить основные размеры подшипника и предельные отклонения диаметра отверстия внутреннего кольца и диаметра наружной поверхности наружного кольца.
Определить вид нагружения внутреннего и наружного колец.
Произвести расчет и выбор посадок и соединений «внутреннее кольцо–вал» и «наружное кольцо–корпус».
Проверить наличие посадочного радиального зазора в подшипнике.
Построить схемы расположения полей допусков выбранных посадок.
Вычертить эскизы подшипникового узла (сборочный чертеж) и сопрягаемых деталей с обозначением допусков и посадок, требований к форме и шероховатости поверхностей.
Надежность и долговечность подшипников качения в значительной степени зависит от правильно выбранных посадок подшипника в корпус и на вал при соблюдении правильного взаимного расположения поверхностей. Посадки назначают в зависимости от типа, размера и класса точности подшипника; значения, направления и характера действующих нагрузок, а также вида нагружения колец.
По таблице 2.10 [1] определяем основные размеры подшипника типа 407:
внутренний диаметр – d = 45 м;
наружный диаметр – D = 120 м;
ширина – В = 29 м;
радиус закругления фаски – r = 3 м3.2 Вид нагружения колец
Различают три вида нагружения колец подшипника: циркуляционное (кольцо вращается, а результатирующая нагрузки неподвижна), местное (кольцо неподвижно, результатирующая нагрузки также неподвижна), колебательное (равнодействующая сил колеблется на определенном участке не вращающегося кольца).
В данном случае: наружное кольцо нагружено циркуляционно, а внешнее – местным нагружением.
3.3 Расчет и выбор посадок
Для циркуляционно нагруженных колец посадку можно выбрать более определенно по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности PR (2.1) [1]:

где, R – расчетная радиальная нагрузка на опору, Н;
В – ширина кольца подшипника, м;
r – радиус монтажных фасок, м;
k1 – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки. Выбирается по таблице 2.2 [1];
k2 – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале или неразъемном корпусе k2 =1). Выбирается по таблице 2.3 [1].
Для 0–го класса точности по таблице 2.7 [1] находим предельные отклонения диаметра отверстия внутреннего кольца – Ø45L0(–0,012) и диаметра наружной поверхности наружного кольца – Ø120l0(–0.015).
Рассчитываем интенсивность радиальной нагрузки Pr на посадочной поверхности вращающегося циркуляционно нагруженного внутреннего кольца. Предварительно по таблице 2.2 устанавливаем значение коэффициента k1 = 1, а значение коэффициента k2 = 1,8.
Тогда
PR=2000029-2∙310-3=1585 кН/мПо таблице 2.4 [1] выбираем поле допуска для вала Ø45: m6(+0,009+0,025), образующее с полем допуска отверстия внутреннего кольца L0(–0.012) посадку со средневероятным натягом:
Nm = em – Em = 17 – (–6) = 23 мкм
где em= 0,5(es+ei) и Em=0,5(ES+EI) – средние отклонения соответственно вала и отверстия внутреннего кольца, мкм.
Для посадки не вращающегося внутреннего кольца подшипника, воспринимающего местное нагружение, выбираем по таблице 2.6 [1] поле допуска для отверстия корпуса Ø120: hH7(+0,035), образующее с полем допуска наружного кольца l0() посадку со средневероятным зазором:
Sm = Em – em = 17,5 – (–7,5) = 25 мкм
3.4 Определение посадочного радиального зазора
Для нормальной работы подшипника необходимо, чтобы между кольцами и телами вращения был зазор. При изготовлении подшипника обеспечивают начальный зазор, размер которого регламентирован. После посадки циркуляционно нагруженного кольца на вал или корпус с натягом, начальный зазор из–за деформации уменьшается.
Пользуясь формулой (2.2) [1], определяем наличие радиального посадочного зазора при наибольшем натяге:
Nmax = es – EI = 25 – (–12) = 37 мкм
Предварительно по таблице 2.5 [1] находим начальные радиальные зазоры Gr min=18 мкм; Gr max=36 мкм и рассчитываем средний начальный зазор по формуле (2.3) [1]:
Gr m=0,5Gr max+Gr min=0,536+18=27 мкмУстанавливаем значение эффективного посадочного натяга по формуле (2.5) [1]:
ND=0,85·Nmax=0,85·37=31,45 мкмприведенного наружного диаметра внутреннего кольца по формуле (2.6) [1]:
d1=d+D-d4=45+110-454=61,25 мми диаметральной деформации его дорожки качения по формуле (2.4) [1]:
Δd1=NDdd1=31,454561,25=23,106 мкмТогда
Gr΄=Gr m-Δd1=27-23,106=3,894 мкм Следовательно, при намеченной посадке после установки подшипника на вал, в нем сохраняется зазор, который и является посадочным радиальным зазором.
3.5 Схема расположения полей допусков


Рисунок 3.1 – Схемы расположения полей допусков
3.6 Эскизы подшипникового узла и сопрягаемых деталей

4 РАСЧЕТ ТОЧНОСТНЫХ ПАРАМЕТРОВ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ4.1 Задание и исходные данные
Исходные данные сведем в таблицу 4.1
Таблица 4.1 – Исходные данные
Параметр Обозначение Значение
Шаг резьбы, мм Р 1,0
Поле
допуска
d2 5h
d 4h
D2 4H
D1 5H
Резьба М33 –
Требуется:
Записать условное обозначение по ГОСТу и расшифровать основные параметры резьбового соединения, болта и гайки.
Определить номинальные размеры и предельные отклонения наружного, среднего и внутреннего диаметров болта и гайки.
Дать эскиз профиля с указанием основных параметров и полей допусков резьбового соединения.
Метрические резьбы разделяются на две группы: с крупным шагом, с мелким шагом. У резьбы с крупным шагом каждому диаметру соответствует определенный шаг, а у резьбы с мелким шагом для каждого диаметра могут назначаться различные шаги. Резьбу с крупным шагом применяют для соединений, работающих при постоянных нагрузках, а с мелким – при переменных нагрузках и вибрациях.
Номинальным размером резьбы, одинаковым для наружной (болта, шпильки, винта и др.) и внутренней (гайки, резьбового отверстия и т.д.), является наружный диаметр d(D). Кроме наружного диаметра профиль резьбы определяется следующими размерами: внутренний диаметр резьбы d1(D1), средний диаметр резьбы d2(D2), высота Н исходного треугольника, рабочая высота профиля Н1, шаг резьбы Р, угол профиля резьбы α.
На работу резьбового соединения небольшое влияние оказывают отклонения шага, угла профиля и среднего диаметра, т.к. они определяют характер контакта резьбового соединения. Но назначать допуски и контролировать все эти параметры чрезвычайно сложно и трудоемко. Поэтому для удобства контроля и расчета допусков введено понятие «приведенный средний диаметр» резьбы. Допускаемые отклонения шага и угла профиля нормируют, а устанавливают только суммарный допуск на средний диаметр натужной Td2 и внутренней TD2 резьбы, который включает отклонения собственного среднего диаметра и диаметральные компенсации отклонений шага и угла профиля.
Обозначение поля допуска диаметра резьбы состоит из цифры, показывающей степень точности, и буквы, обозначающей основное отклонение (4h ,6h, 7h). Обозначение поля допуска резьбы или гайки состоит из обозначения поля допуска среднего диаметра, помещенного на первом месте, и обозначения поля допуска диаметра выступов (7g6g, 4h5h). Если обозначения поля допуска диаметра выступов совпадает с обозначением поля допуска среднего диаметра, его в обозначении поля допуска резьбы не повторяют. Поле допуска резьбы указывают через тире после размера, например, болт М10–7g6g, гайка М12–7Н, болт 12х1–6g. Посадки резьбовых деталей обозначают дробью, в числителе которой указывают поле допуска гайки, а в знаменателе – поле допуска болта: М14–.
При графическом изображении допусков резьбы началом отсчета отклонений диметров служит номинальный профиль, общий для наружной и внутренней резьбы. Отсчет ведется в направлении, перпендикулярном оси резьбы.
Для метрической резьбы диаметром 33 мм, с шагом Р=1,0 мм, выписываем номинальные диаметры по ГОСТ 24705–81 [1]:
наружный – d (D) = 33 мм
средний – d2 (D2) = 32,350 мм
внутренний – d1 (D1) = 31,917 мм
4.2 Определение номинальных размеров и предельных отклонений
Пользуясь, ГОСТ 16093–81 для резьбы с номинальным диаметром d(D)=33 мм и шагом Р = 1,0 мм, находим предельные отклонения диаметров резьбы болта с полем допуска 4h:
es = 0 (для d, d1, d2)
ei = –0,112 мкм (для d)
ei = –0,100 мкм (для d2)
и предельные отклонения диаметров резьбы гайки с полями допусков 5G:
EI = 0 (для D, D1, D2)
ES = +0,106 мкм (для D2)
ES = +0,190 мкм (для D1)
Предельные диаметры и допуски резьбы болта рассчитываем по формулам:
dmax = d + es = 33 + 0 = 33 мм
dmin = d + ei = 33 + (–0,112) = 32,888 мм
Td = dmax – dmin = 33 – 32,888 = 0,112 мм
d2max = d2 + es = 32,35 + 0 = 32,35 мм
d2min = d2 + ei = 32,35 + (–0,1) = 32,25 мм
Td2 = d2max – d2min = 32,35 – 32,25 = 0,1 мм
d1max = d1 + es = 31,917 + 0 = 31,917 мм
d1max – не устанавливается
Предельные параметры и допуски резьбы гайки рассчитываются по формулам:
Dmax – не устанавливается
Dmin = D + EI = 33 + 0 = 33 мм
D2max = D2 + ES = 32,35 + 0,106 = 32,456 мм
D2min = D2 + EI = 32,35 + 0 = 32,35 мм
TD2 = D2max – D2min = 32,456 – 32,35 = 0,106 мм
D1max = D1 + ES = 31,917 + 0,19 = 32,107 мм
D1min = D1 + EI = 31,917 + 0 = 31,917 мм
TD1 = D1max – D1min = 32,107 – 31,917 = 0,190 мм
4.3 Эскиз профиля

5 ВЫБОР ПОСАДОК ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ5.1 Задание и исходные данные
Исходные данные сведем в таблицу 5.1.
Таблица 5.1 – Исходные данные
Параметр Обозначение Значение
Тип шпонки Сегментная –
Вид соединения Нормальное Условия работы Большие нагрузки –
Диаметр вала, мм dn55
Требуется:
Определить основные размеры шпоночного соединения.
Выбрать поля допусков соединения по номинальному размеру dn «вал–втулка».
Выбрать поля допусков деталей шпоночного соединения по ширине шпонки
Назначить поля допусков и определить предельные отклонения остальных размеров шпоночного соединения.
Дать схему расположения полей допусков шпоночного соединения по размеру ширины шпонки.
Определить предельные зазоры и натяги в соединениях: по номинальному размеру dn, по ширине шпонки.
Вычертить эскизы шпоночного соединения и его деталей с указанием основных размеров и полей допусков, параметров шероховатости.
Шпонки являются соединительным звеном между вращающимися деталями и валом или осью. Из всего разнообразия конструкции шпоночных соединений в автотракторном и сельскохозяйственном машиностроении наиболее распространены призматические и сегментные шпонки.
Поля допусков шпоночного соединения по номинальному размеру dn «вал–втулка» устанавливают в зависимости от условий работы.
Выбор полей допусков деталей шпоночного соединения по ширине шпонки зависит от вида соединения. Стандарт предусматривает три вида соединений по ширине шпонки: плотное, нормальное, свободное. Каждому из этих видов соединений соответствует определенный набор полей допусков на ширину шпонки, ширину паза вала и паза втулки.
По таблице 5.2 [1] определяем размер деталей соединения.
При dn = 55 мм:
ширина сегментной шпонки – b =10 мм;
высота – h = 13 мм;
диаметр шпонки d = 32 мм
глубина паза на валу – t1 = 10 мм;
глубина паза во втулке – t2 = 3,3 мм;
5.2 Выбор поля допусков «вал–втулка».
По таблице 5.3 [1] при больших нагрузках выбираем поля допусков по размеру dn = 55 мм, принимаем для втулки Н7, для вала s7.
5.3 Выбор поля допусков по ширине шпонки.
По таблице 5.4 [1], назначаем поля допусков по ширине шпонки при нормальном соединении:
по ширине шпонки – h9;
по ширине паза вала – N9;
по ширине паза втулки – JS9.
5.4 Поля допусков и предельные отклонения остальных размеров
Определяем поля допусков на остальные размеры деталей шпоночного соединения и заносим их в форму 1.
Форма 1 – Размерные характеристики деталей шпоночного соединения
Наименование размера Номинальный
размер, мм Поле допуска Допуск
размера Т, мм Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм
верхнее
ES(es) нижнее
EI(ei) max min
1 2 3 4 5 6 7 8
Ширина паза вала 10 N9 0,036 0 –0,036 10,000 9,964
Ширина паза втулки 10 JS9 0,036 +0,018 –0,018 10,018 9,982
Ширина шпонки 10 h9 0,036 0 –0,036 10,000 9,964
Высота шпонки 13 h11 0,110 0 –0,110 13,000 12,890
Глубина паза вала 10 H12 0,150 0 –0,150 10,000 9,850
Глубина паза втулки 3,3 H12 0,120 +0,120 0 3,420 3,300
Диаметр втулки 55 H7 0,030 +0,030 0 55,030 55,000
Диаметр вала 55 s7 0,030 +0,083 +0,053 55,083 55,053
Длина шпонки 32 h12 0,250 0 –0,250 32,000 31,750
Длина паза вала 32 Н15 1,0 +1,0 0 33,000 32,000
5.5 Схема расположения полей допусков по ширине шпонки


Рисунок 5.1 – Схема расположения полей допусков шпоночного соединения
5.6 Определение предельных зазоров и натягов
Предельные зазоры и натяги в соединениях «шпонка–паз вала» и «шпонка–паз втулки» определяем, как в гладких соединениях. Для рассматриваемого примера:
в соединении по ширине «шпонка–паз вала»:
Smax = 0,036 мм и Nmax = 0,036 мм
в соединении по ширине «шпонка–паз втулки»:
Smax = 0,054 мм и Nmax = 0,018 мм
в соединении по диаметру «вал–втулка»:
Nmax = 0,083 мм и Nmax = 0,023 мм
5.7 Эскиз шпоночного соединения и его деталей


6 ВЫБОР ПОСАДОК ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ6.1 Задание и исходные данные
Исходные данные сведем в таблицу 6.1.
Таблица 6.1 – Исходные данные
Параметр Обозначение Значение
Номинальные размеры, мм 10х16х20
Ширина шлица, мм b 2,5
Центрируемый параметр D –
Требуется:
Дать схему принятого центрирования.
Назначить посадки и определить предельные отклонения для центрирующего и не центрирующего элементов соединения.
Выполнить схемы расположения полей допусков соединения по внутреннему и наружному диаметрам и по ширине шлица.
Записать условное обозначение шлицевого соединения, шлицевой втулки и вала по ГОСТу.
Выполнить эскиз шлицевого соединения и его деталей, указав их условные обозначения.
Шлицевые соединения, несмотря на более сложную технологию изготовления, по сравнению со шпоночными, не менее распространены. Это объясняется следующими их преимуществами: лучшее центрирование и направление посаженных на вал деталей; более равномерное распределение нагрузки по высоте зуба; меньшая концентрация напряжений, что позволяет при одинаковых габаритах передавать больший крутящий момент.
Шлицевые соединения могут быть подвижными, когда втулка перемещается вдоль вала (зубчатые колеса КПП), и неподвижные, когда втулка в процессе работы не должна перемещаться по валу.
В зависимости от технологических и эксплуатационных требований центрирование вала и втулки достигается одним из трех методов: по наружному диаметру D, внутреннему диаметру d, и боковым сторонам зубьев b.
Центрирование по наружному диаметру рекомендуется, когда втулка термически не обрабатывается и при ее изготовлении применяется притягивание. Этот способ наиболее простой и экономичный.
Центрирование по внутреннему диаметру целесообразно применять, когда втулка имеет высокую твердость. Этот метод обеспечивает высокую точность центрирования.
Центрирование по боковым сторонам зубьев не обеспечивает точного центрирования втулки и вала, но дает наиболее равномерное распределение нагрузки между зубьями. Этот метод рекомендуется применять при передаче больших крутящих моментов и при реверсивных нагрузках.
В нашей работе задано центрирование по наружному диаметру D.

Рисунок 6.1 – Схема центрирования по наружному диаметру D
6.2 Назначение посадок и определение предельных отклонений
По таблице 5.6 [1] определяем, что данное соединение относится к средней серии.
В соответствии с рекомендациями ГОСТа, при центрировании по внутреннему диаметру, выбираем следующие посадки:
для центрирующего диаметра D – H7/js6;
по ширине зубьев b – F8/f8;
по внутреннему диаметру d – для втулки Н11, для вала не менее d1 =14,1 мм.
В соответствии с выбранными посадками определяем предельные отклонения деталей соединения. Данные сводим в форму 2.
Форма 2 – Размерные характеристики деталей шлицевого соединения.
Наименование элементов шлицевого соединения Номинальный
размер, мм Поле допуска Допуск
размера Т, мм Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм
верхнее
ES(es) нижнее
EI(ei) max min
1 2 3 4 5 6 7 8
1 Центрирующие элементы:
Отверстие
Вал 20
20 Н7
Js6 0,021
0,013 +0,021
–0,0065 0
–0,0065 20,021
20,0065 20
19,9935
2.Не центрирующие элементы
Ширина впадин отверстия
Толщина шлицев вала
Отверстие
Вал 2,5
2,5
16
16 F8
f8
H11
– 0,014
0,014
1,100
– +0,020
–0,006
+1,100
– +0,006
–0,020
0
– 2,520
2,494
17,100
– 2,006
2,480
16,000
14,100
6.3 Схема расположения полей допусков


Рисунок 6.2 – Схема расположения полей допусков шлицевого соединения
6.4 Условное обозначение заданного соединения
Условное обозначение заданного соединения будет имеет вид:
D-10х16х20H7js6х2,5F8f8втулка того же соединения:
D-10х16х20H7х2,5F8шлицевой вал:
D-10х16х20js6х2,5f86.5 Эскиз шлицевого соединения и его деталей

7 РАСЧЁТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ7.1 Задание и исходные данные.
Исходные данные сведём в таблицу 7.1.
Таблица 7.1 – Исходные данные
Параметр Обозначение Значение
Номер чертежа 1 –
Замыкающее (исходное) звено ВΔ –
Метод расчёта Максимума–минимума –
Допуск на замыкающее звено ТВΔ 1 мм

Рисунок 7.1
Требуется:
Выявить размерную цепь и дать её схему.
Проверить правильность составления заданной размерной цепи.
Установить единицы допуска составляющих звеньев, допуски которых, требуется определить.
Установить квалитет, по которому следует назначать допуски на составляющие звенья.
Провести проверку правильности расчёта.
Составить таблицу допусков и предельных отклонений всех звеньев.
7.2 Схема размерной цепи:
Рисунок 7.2
7.3 Определяем номинальный диаметр исходного звена:
ВΔ = (3 + 15 + 29 + 3) – 20 = 20 мм.
Из таблицы 6.1 [3] выписываем значение единицы допуска для интервалов, соответствующих номинальным размерам звеньев:
i3 = 1,3, i4 = 0,6, i5 =1,3.
По формуле (6.4) [1] определяем число единиц допуска:
a=TВΔi3+i4+i5=10001,3+0,6+1,3=322,6Сравнивая полученное значение a с ближайшим в таблице 6.2 [1] значением aD(d) = 250 мм устанавливаем квалитет IT13 и по ГОСТ 25346–82 назначаем допуски составляющих звеньев:
ТВ3 = 0,330 мм, ТВ4 = 0,140 мм, ТВ5 = 0,330 мм
Пользуясь формулой (6.3) [1] находим, что
ТВΔ = 1 < (0,5 + 0,1 + 0,33 +0,14 + 0,33) = 1,4 мм
и поэтому допуск одного из составляющих звеньев следует увеличить. В качестве компенсирующего звена выбираем В3 =29 мм и В5 =30 мм, вместо допуска В3=В5=0,33мм устанавливаем В3=В5= 0,1мм, т.е. уменьшаем на 0,4 мм.
Назначаем предельные отклонения составляющих звеньев размерной цепи:
В1=3±0,25 мм, В2=15-0,1 мм, В3=29-0,13 мм, В4=3-0,14 мм, В5=30-0,13 мм,На основании формулы (6.7) и (6.8) [1] получаем, что:
ES(ВΔ) = (0,25 + 0 +0 + 0) – (–0,13) = 0,38 мм
EI(ВΔ) = (–0,25 – 0,1 – 0,13– 0,14) – 0 = –0,62 мм
7.4 Допуск замыкающего звена:
ТВΔ = ES(ВΔ) – EI(ВΔ) = 0,38 – (–0,62) = 1 мм
мм
следовательно, задача решена правильно.
8 ОЦЕНКА УРОВНЯ КАЧЕСТВА ОДНОРОДНОЙ ПРОДУКЦИИ8.1 Задание и исходные данные.
Исходные данные сведём в таблицу 8.1.
Таблица 8.1 – исходные данные
Параметр Обозначение Значение
Суммарный годовой полезный эффект от эксплуатации тыс. дет. Новая модель П∑Н 35
Базовая модель П∑Б 45
Срок службы, лет Новая модель tН 10
Базовая модель tБ 8
Стоимость станка, усл. ед. Новая модель ЗСН 50
Базовая модель ЗСБ 35
Эксплуатационные затраты в год, усл. Ед. Новая модель ЗЭН 12
Базовая модель ЗЭБ 12
Требуется:
Определить дифференциальные показатели качества каждому параметру.
Определить интегральные показатели качества.
Определить комплексный показатель качества новой модели.
На основании полученных данных сделать вывод о целесообразности использования новой модели станка.
8.2 Определяем дифференциальные качества по каждому параметру:
g1=ПΣНПΣБ=3545=0,78 g2=tНtБ=108=1,25g3=ЗСНЗСБ=5035=1,43g4=ЗЭНЗЭБ=1212=18.3 Определяем интегральные показатели качества:
KИН=ПΣНЗСН·λt+ЗЭН=3550·0,19+12=1,63 KИБ=ПΣБЗСБ·λt+ЗЭБ=4535·0,23+12=2,24 8.4 Определяем комплексный показатель качества:
gкомп=KИНKИБ=1,632,24=0,73Из полученных результатов видно, что технический уровень новой модели металлорежущего станка ниже базового.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ1. Серый И.С. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения .– М.: Агропромиздат, 1987. – 367с.
2. Допуски и посадки: Справочник / В.Д. Мягков и др. – Л.: Машиностроение, 1982. – Ч.1. – 543 с.
3. Манаенков К.А., Пимкин С.А. Метрология, стандартизация и сертификация: учебное пособие. – Мичуринск, 2001. – 100 с.