Назначения точности деталей и узлов

     

Оглавление

Введение ………………………………………………………………………......3

1. Гладкие цилиндрические соединения  ………………………………………..4

1.1. Расчет посадок с натягом ………………………………………………...5

1.2. Выбор переходных посадок ……………………………………………...7

2. Расчет подшипников качения ………………………………………………..11

3. Расчет прямобочных шлицевых соединений …………………………….…16

4. Размерные цепи ………………………………………………………………20

4.1. Расчет методом полной взаимозаменяемости …………………………20

4.2. Вероятностный метод расчета размерных цепей ……………………...23

5. Зубчатые и червячные соединения ………………………………………….27

5.1. Расчет показателей зубчатых

и червячных соединений ……………………………………………………..27

Заключение ………………………………………………………………………30

Библиографический список …………………………………………………….31

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

Машиностроение является важнейшей ведущей отраслью промышленности. Но машиностроение играет не меньшую роль и в других сферах таких как наука, культура, просвещения, коммунальное и жилищное хозяйство. Человечество растет и развивается, тем самым давая пищу для развития машиностроения и расширения его номенклатуры. Главный упор в наши дни делается на электрификацию, а также механизацию и автоматизацию производства и труда, в общем делается все для того, чтобы облегчить физический труд человека.

Курсовая работа по курсу «Нормирование точности в машиностроении» является первой самостоятельной конструкторской работой студента. Курсовая работа позволяет закрепить теоретические положения курса, излагаемые в лекциях, прививает навыки пользования справочным материалом, стандартами ЕСКД, знакомит студентов с основными типами расчетов.

Важное место в курсовой работе занимают вопросы, связанные с обеспечением точности взаимозаменяемых деталей  сборочных единиц. Нормы точности взаимозаменяемости соединений всех типов  регламентируются единой системой допусков и посадок (ЕСДП).

Цель курсовой работы – привить  навыки назначения точности деталей  и узлов и навыки ее обозначения  на чертежах.

При выполнении курсовой работы прорабатываются  основные стандарты на допуски и  посадки типовых сопряжений, затрагиваются вопросы контроля размеров и технических требований.

 

 

 

 

 

1. Гладкие цилиндрические  соединения

1.1. Расчет посадок  с натягом 

Посадки с натягом предназначены  для получения неподвижных неразъемных соединений, без дополнительного крепления. Рассмотрим общий случай расчета посадок с натягом, когда соединение состоит из сплошного вала и втулки.

          Дано:

Номинальный диаметр соединения …………………….. ………..75 мм;

Максимальный предельный натяг  N_{max р} ………………...………80 мкм;

Минимальный предельный натяг N_{min p} ………….………………60 мкм.

Решение:

Расчетный номинальный диаметр  d = 75 мм соответствует ряду Ra40 и округлять его нет необходимости.

Определяем средний натяг предельных натягов, данных в задаче:

где N_{max р} и N_{min p} – расчетные предельные натяги данные в задаче, мкм.

.

По среднему натягу подбираем посадку  в любой системе (системе вала или системе отверстия) по табл.1.49 в справочнике [1] и выписываем табличные натяги N_{max T} =72 мкм и N_{min T} =40 мкм подобранной посадки.

где N_{max T} и N_{min T} – табличные предельные натяги, мкм.

.

 

Табличный средний натяг близок к расчетному и ему в системе  отверстия соответствует посадка

Æ

.

Находим отклонения для полей допусков отверстия и вала по табл.6,9,14 в справочнике [1].

Записываем комбинированное обозначение посадки с отклонениями:

Æ .

Строим схему расположения полей  допусков выбранной посадки. Указываем  натяги. Отклонения на схеме допусков проставляем в микрометрах.

 

 

    0 0

 

Рис. Поля допусков для посадки с натягом

Подсчитываем максимальный и минимальный  натяги (проверка) для выбранной  посадки, согласно схеме полей допусков по формулам:

 

 

где ES, es, EI, ei – верхние и нижние отклонения отверстия и вала соответственно.

Полученные предельные натяги совпадают  с табличными предельными натягами .

Определяем допуск вала и допуск отверстия:

 

 

Посадка выбрана так, что при неодинаковых допусках вала и отверстия больший допуск у отверстия.

 

 

 

 

Рис. Эскиз соединения

На эскизе указаны номинальный  диаметр соединения, поля допусков отверстия вала и их предельные отклонения.

 

 

 

 

 

 

 

 

1.2. Расчет переходных  посадок

Пример. Необходимо рассчитать ожидаемую при сборке долю соединений с натягом (вероятность натяга) и долю соединений с зазором (вероятность зазора) для посадки.

          Дано:

Номинальный диаметр соединения ………………………………209 мм;

Максимальный предельный натяг  N_нб……………………………40 мкм;

Максимальный предельный зазор  S_нб………………….……........14 мкм

Решение:

1)  Округлим заданный диаметр соединения до значения 210 мм, соответствующего ряду Ra40 по ГОСТ 6636-69 (табл. 1.3, в справочнике [1]).

2. Табличные значения переходных посадок:

N_нм= - S_нб  N_нб=40 мкм  N_нм= -14мкм

Этим значениям соответствует  посадка  в системе вала [1, табл. 1.48, с167].

3) Предельные отклонения отверстия  и вала:

Æ 210 [1, табл. 1.37, с. 126]

Æ 210 h5 [1, табл. 1.35, с. 140]

4) Схема расположения полей допусков  в посадке:

S_нб = ES – ei   S_нб = -8 – (-20) = 12 мкм

S_нм = EI – es  S_нм = -37 – 0 = - 37 мкм

                           S_нм= - N_нб         N_нб = 37 мкм

 

Табличные значения зазора и натяга совпадают с заданными параметрами.

 

 

Рис. 3. Поля допусков для переходной посадки

5) Полное обозначение посадки:

Æ

6) Допуск переходной посадки:

T(S,N) = TD + Td

T(S,N) = (-0.008-(-0.037))+(0-(-0.02)) = 0.029+0.02 = 0.049 мкм

7) Допуск отверстия больше допуска  вала, значит, отверстие изготовлено  менее точно, чем вал.

 

8)

 

 

 

 

9) Расчеты для построения кривой Гаусса:

а) среднеквадратичное отклонение посадки:

 

 

б) зона рассеивания зазоров натягов  и максимальная ордината:

 

 

 

в) относительное отклонение:

 

 

действительное отклонение ординаты с нулевым зазором

г) вероятное количество сопряжений с зазором:

     

д) вероятное количество сопряжений с натягом:

         10) Кривая Гаусса:

По оси y откладываем число сопряжений, т.е. число посадок.

По оси х – рассеивания  зазоров или натягов. На этой кривой центр группирования посадки  соответствует центру посадки N_ср.

Рис. 4.Кривая Гауса

На расстоянии х =12,5 мкм от центра группирования расположена ордината соответствующая нулевому натягу (зазору). Условимся отсчитывать эту ординату влево от центра группирования, когда переходная посадка обладает средним зазором и вправо при натяге. Вся площадь под кривой, ограниченная по ординате интервалом рассеивания R, соответствует общему числу сопряжений данной посадки, т.е. вероятность равна от 1 до 100%. Вероятность появления сопряжений с натягом соответствует заштрихованной площади слева, с зазором – заштрихованной справа.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.  Расчет  подшипников качения

Дано:

Подшипник 97516, класс точности 6, вращается  внутреннее кольцо, радиальная нагрузка 30000 Н, умеренная, с малой вибрацией, нагрузка осевая 10000 Н, =0,6

Решение:

1. Тип подшипника: шарикоподшипник конический, двухрядный, легкой серии.

Размеры: d=80мм, D=140мм, В=80мм,

 

 

Вращается внутреннее кольцо, следовательно, оно является циркуляционно-нагруженным.

2. Вал сплошной, корпус тонкостенный, так как указаны отношения
3. Интенсивность радиальной нагрузки:

 

 

а) R=30000 Н, радиальная нагрузка

б) b=0.08 м, ширина кольца

в) -коэффициент, зависящий от характера нагрузки. =1 [3, табл. 2.3]

г) -коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе. =1,1, так как в задаче даны сплошной вал и тонкостенный корпус. д) -коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных подшипниках. Для нахождения подсчитаем выражение

 

, тогда  =2 [3, табл. 2.5.]

 

е) подсчитаем :

4. Поле допуска для посадочного отверстия:

Нагрузке в 825 и диаметру наружного кольца D=140 мм соответствует поле допуска G [3, табл. 2.8]. Так как по условию класс точности подшипника 6, то квалитет для отверстия в корпусе 7, тогда записываем G7

5. Поле допуска для циркуляционно-нагруженного внутреннего кольца:

Диаметру вала 80мм соответствует  посадка на вал k6 [3, табл. 2.6]

6. Отклонения для полей допусков посадочного отверстия:

ES=+54; EI= 14 мкм

7. Отклонения для циркуляционно-нагруженного кольца:

es=21; ei=2 мкм .

8. Отклонения для полей допусков внутреннего и наружного колец подшипника качения:

Для внутреннего кольца: ES=0; EI= -15мкм

Для наружного кольца: es=0; ei= -12 мкм

9). Строим схемы расположения  допусков для двух соединений: «вал – внутреннее кольцо подшипника» и «отверстие в корпусе – наружное кольцо подшипника».

Так как внутреннее кольцо подшипника является основным отверстием, обозначим его поле допуска L6 (6 – обозначение класса точности). На схеме покажем наибольший натяг N_max , так как соединение вала с внутренним кольцом подшипника является неподвижным.

Схема расположения полей допусков соединения

«вал – внутреннее кольцо подшипника»

Обозначим поле допуска наружного  кольца l6 (6 – класс точности). Местно нагруженное кольцо соединяется с отверстием в корпусе с небольшим зазором, поэтому на схеме «отверстие в корпусе – наружное кольцо подшипника» отметим зазор S_max.

 

Схема расположения полей допусков соединения

«отверстие в корпусе – наружное кольцо подшипника»

 

10) Посадка для соединения «внутреннее  кольцо-вал»:

Æ80 , где L6-поле допуска внутреннего кольца (6-обозначение класса точности)

11) Посадка для соединения «отверстие  в корпусе – наружное кольцо»: Æ140 , где l6-поле допуска наружного кольца (6-класс точности)

12) Эскиз корпуса и вала для подшипника качения:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет прямобочных  шлицевых соединений

Определить вид центрирования, точность и характер сопряжения для шлицевого соединения.

Построить схему расположения полей  допусков с указанием отклонений, определить предельные размеры всех элементов сопряжения.

Дано:

 

Номинальные размеры z x d x D	Условия работы
10х72х82	Подвижное, знакопеременная, повышенная точность

 

Решение:

1. Число шлицев Z =10, внутренний диаметр d =72, наружный диаметр D =82
2. Ширина зуба (шлица) b=12мм, наименьший внутренний диаметр d₁= 67,4мм [2, с. 291], серия - средняя.
3. Вид центрирования: центрирование по b (боковым поверхностям зубьев)

4.Опредеоим  посадку для центрирующего параметра b по табл. 4.74. [2] (ГОСТ 1339 – 80, ГОСТ 1139 – 80).

 

Так как соединение подвижное, выбираем посадку с зазором  .

5) Для нецентрирующих диаметров d и D выбираем посадки [табл. 3.1.] Для D – , для внутреннего диаметра d: для втулки H11, а для вала находим допуск d - d_1..

6). Найдем отклонения для всех  параметров, пользуясь табл. 1.27, 1.28,1.36 [1].

для Н12 ЕS = +350 мкм; EI = 0 (D = 82мм)

для Н11 ЕS =+ 190 мкм, EI = 0 (d =72мм);

для F8 ЕS = +43 мкм; EI = +16 (b =12 мм)

для f87 еs = - 16 мкм; еi = - 43 мкм (b =12 мм);

для a11 es = -380 мкм; ei = -600мкм (D = 82 мм);

для внутреннего диаметра вала найдем d - d₁ =72– 67,4= 4,6мм= 4600 мкм.

7)Строим схемы расположения полей допусков:

 

Схема расположения допусков для центрирующего  параметра b:

 

0 0

Æ

 

 

 

 

 

Схема расположения допусков для нецентрирующего  диаметра d:

 

 

0 0

 

 

 

Схема расположения допусков для нецентрирующего  диаметра D:

 

0 0

Æ

 

 

 

8)Запишем условное обозначение  данного в задаче шлицевого  соединения с соответствующими  посадками.

 

,

 

где b – вид центрирования; 10– число зубьев;72– внутренний диаметр соединения. Посадка в обозначении не проставляется, так как в знаменателе поле допуска отсутствует; 82– наружный диаметр соединения;

 – посадка для наружного  диаметра соединения; 12– ширина зуба (шлицы);

– посадка для ширины шлицы.

Запишем обозначения для шлицевого  вала и шлицевой втулки отдельно

 – обозначение втулки

В этом обозначении у внутреннего  диаметра d = 72 мм проставляется поле допуска втулки H11.

 – обозначение вала.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Размерные  цепи

4.1. Расчет методом полной взаимозаменяемости

Для расчета методом полной взаимозаменяемости даны следующие исходные данные:

; ; ; ; ; ; ;

 

Схема сборочной размерной цепи

Решение:

1. Номинальный размер замыкающего звена:

 

где А_Δ – замыкающее звено, А_IУB – увеличивающий размер, А_IУM – уменьшающий размер, m – число увеличивающих звеньев, n – число составляющих звеньев.

 

Таблица 1

Номинальные размеры составляющих звеньев,Ai,мм	Допуск замыкающего звена TAD, мкм	Единица допуска, i мкм	Допуски составляющих звеньев, TAi,мкм		Размеры звеньев с  отклонениями,мм
			Табличные	Откорректированные
1	2	3	4	5	6
A1=20 A2=20 A3=28 A4=25 A5=25 A6=71 A7=90 A8=280	240	1.31 1.31 1.56 1.31 1.31 1.86 2.17 3.23	21 21 21 21 21 30 35 52	46	20-0,021 20-0,021 28-0,021 25-0,021 25-0,021 71-0,0 46 90-0,03 5

 

2. Средний коэффициент точности a:

 

 

где TA_D– допуск замыкающего звена; I– единица допуска; n– число составляющих звеньев.

Для данной задачи i₁=i₂=1.31мкм; i₃= 1,56 мкм; i₄=i₅=1,31 , i₆=1.86мкм; i₇=2,17 мкм; i₈=3,23 мкм.

3. Единицы допуска для интервалов размеров заносим в таблицу
4. Квалитет точности 7 [табл. 4.6, с. 63]
5. Значения допусков составляющих звеньев согласно квалитета и размера заносим в таблицу.
6. Проверка допуска:

; мкм;

Сумма допусков составляющих звеньев  меньше допуска замыкающего звена, следовательно, необходима корректировка.

В данном случае (когда ΣТАi < ТА_Δ) рекомендуется провести корректировку следующим образом. Поскольку вычисленное значение среднего коэффициента а находилось между 7 и 8 квалитетами, то часть допусков можно взять по 8 квалитету и таким образом увеличить ΣТАi до необходимого значения.

Например, назначим по 8 квалитету  допуски на размеры А₆ (см. табл. 4.6).

В этом случае ТА₆ =46, тогда ΣТАi = 238 мкм.

ΣTAi < ТА_Δ на 0.8 % , что находится в пределах допустимого.

7. Размеры уменьшающих звеньев с отклонениями заносим в таблицу. Так как размеры с по охватываемые, то назначаем отклонения как для валов.
8. Размеры увеличивающего звена:

Будем считать отклонение замыкающего  звена симметричным, то есть

 

;

 

;

 

4.2. Теоретико-вероятностный метод

расчета размерных  цепей

Рассчитать сборочную размерную  цепь теоретико-вероятностным методом.

Составить схему размерной цепи с обозначением увеличивающих и  уменьшающих размеров. Для этого  провести анализ и выявить уменьшающие и увеличивающие размеры.

Дано: Номинальные размеры, мм: ; ; ; ; ; ; ; .

Законы распределения А₁=3; А₂=3; А₃=2; А₄=2; А₅=1; А₆=1; А₇=1; А₈=1.

Допуск замыкающего звена ТА_D = 240 мкм.

Решение: 1) Составляем таблицу, в которую заносим размеры звеньев и числовые значения единиц допусков составляющих звеньев.

Таблица 2.

Номинальные размеры составляющих звеньев, мм	Допуск замыкающего звена ТАD, мкм	Законы распределения	Единица допуска, i2, мкм	Допуски составляющих звеньев TAi, мкм		Размеры звеньев с отклонениями, мм
				Табличные.	Откорректированные
1	2	3	4	5	6	7
А1=20 А2=20 А3=28 А4=25 А5=25 А6=71 А7=90 А8=280	240	3 3 2 2 1 1 1            1	1,716 1,716 1,716 1,716 1,716 3,460 4,709 10,433	52 52 52 52 52 74 87         130		20-0,052 20-0,052 28-0,052 25-0,052 25-0,052 71-0,074 90-0,087             -0,025 280-0,155

 

2) Средний коэффициент точности подсчитываем по формуле

 

где   - средний коэффициент точности;

ТА_D - допуск замыкающего звена;

- коэффициент, соответствующий  закону распределения;

- единица допуска.

для закона нормального распределения       ;

для закона равной вероятности      ;

для закона треугольника       .

3) Знаменатель выражения для а будет выглядеть следующим образом:

Подставив значения допусков, получим

4) По среднему коэффициенту точности а находим квалитет . Число 40,13 ближе к 40, поэтому выбираем 9 квалитет.

5) Согласно квалитету и размерам звеньев, находим допуски на составляющие размеры и заносим их в таблицу.

6) Проводим проверку по формуле

ΣTAi > ТА_Δ на 0,53 % , что находится в пределах допустимого.

 

7) Проставим размеры с отклонениями в таблицу 2 (кроме увеличивающего звена), пользуясь следующим правилом:  отклонения для всех охватываемых размеров (как для валов) назначим с допусками в «минус». Такими являются размеры  A₁… А₇

Отклонения  для увеличивающего звена А₈, подсчитываем. Для этого определим средние отклонения для уменьшающих размеров с A₁ по А_7:

,

где ΔсА – среднее отклонение размера; ESA_i, – верхнее предельное отклонение размера; EIA_i, – нижнее предельное отклонение размера.

Расчет проводится с учетом знаков отклонений в мкм:

8) Для замыкающего звена (А_Δ) положим верхнее отклонение, равным допуску, а нижнее – равным 0. ESA_Δ = TA_Δ = 240 мкм; EIA_Δ = 0. Тогда среднее отклонение для замыкающего звена

Среднее отклонение для увеличивающего размера А₈ находим по уравнению

где S DcA_yм. – сумма средних отклонений уменьшающих звеньев;

S DcA_yм  = (– 26)*5 + (– 37) + (– 43,5) = -210,5 мкм;

DcA₈ = – 210,5 + 120 = – -90,5 мкм.

 

9) Верхнее и нижнее отклонения для увеличивающего размера А₈ определяем из следующих уравнений:

ЕSA₈ = DcА₈ + 1/2×ТА₈; ЕIA₈ = DcА₈ – 1/2×ТА₈.

Табличный  допуск  для  A₈ взять по  таблице 2.  Тогда расчетные значения  отклонений  звена составят:

ЕSA₈ = – 90,5 + 1/2×130 = -25,5 мкм; ЕIA₈ = – 90,5 – 1/2×130 = – 155,5 мкм.

Запишем размер А₈ с расчетными отклонениями в таблицу 2.

Допуски, рассчитанные методом полной взаимозаменяемости, получаются менее  жесткими, т. е. точность ниже, чем при  расчете теоретико-вероятностным методом.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Зубчатые  и червячные соединения

5.1. Расчет показателей  зубчатых и червячных соединений

Вид зубчатых колес – цилиндрические, прямозубые, некоррегированные. Параметры: m =4, Z₁ = 60, Z₂ =35. Назначение – колеса авиастроения.

1. Согласно назначению зубчатой  передачи определяем, что контакт зубьев и боковой зазор являются группой показателей плавности работы, которая имеет наибольшее значение для данной передачи.

2. Определяем степень точности  для выбранной группы показателей по табл. 5.12 или 5.13 [2]. Из той же таблицы выпишем окружную скорость.

Степень точности для группы плавность  равна 6, окружная скорость - 15 м/с.

3. В данной задаче для групп  точности и контакта зубьев  назначим одинаковые степени  точности на одну ниже, чем  для группы плавность, т. е.  степень точности 7.

4. Исходя из величины окружной скорости, определяем вид сопряжения, учитывая, что наименьший боковой зазор назначается для тихоходных передач, а наибольший – для быстроходных.

В данной задаче передача высокоскоростная, т. к. скорость 15 м/с, поэтому выбираем вид сопряжения В.

5. Назначим допуск на боковой зазор и укажем класс отклонения межосевого расстояния, пользуясь табл. 5.2.

Допуск на боковой зазор –b, класс отклонения межосевого расстояния –V.

6. Запишем обозначение точности  зубчатой цилиндрической передачи:

7–7–6 B ГОСТ 1643–81,

где 7 – степень точности контакта зубьев показателей; 7 – степень точности группы точности; 6 – степень точности группы плавности; В – вид сопряжения; b - допуск на боковой зазор.

7. Для одной группы показателей  точности, которая имеет наибольшее значение для данной передачи, определяем нормируемые показатели. В приведенной выше задаче наибольшее значение имеет контакт зубьев. Показатели выписываем из табл. 5.4 – 5.6 [2]. Затем подсчитываем делительные диаметры ведущего и ведомого колеса d₁ и d₂ ,ширину каждого зубчатого колеса b₁ и b₂ ,межосевое расстояние передачи a_w. Ширину зубчатого венца положим равной 1/3 делительного диаметра.

Определяем суммарное пятно контакта по высоте и длине зуба, допуски на параллельность f, перекос осей f_y  и напряжение зуба F_b по табл. 5.10 в справочнике [2] (ГОСТ 1643 – 81).