Материал: Нормирование точности деталей узлов и механизмов в машиностроении

Нормирование точности деталей узлов и механизмов в машиностроении

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

Сибирский государственный аэрокосмический университет

имени академика М.Ф.Решетнева

(СибГАУ)

Факультет машиноведения и мехатроники

Кафедра УКС

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине: «Взаимозаменяемость и нормирование точности»

Тема: Нормирование точности деталей узлов и механизмов в машиностроении

Вариант № 12

Выполнил: ст. группы БСМ 13-01

Колесов П. А.

Проверил: ст. преподаватель

Н.В. Захарова

Красноярск 2015 г

Оглавление

посадка размерный цепь червячный

Введение

. Гладкие цилиндрические соединения

.1 Расчет посадок с натягом

.2 Выбор переходных посадок

. Расчет подшипников качения

. Расчет прямобочных шлицевых соединений

. Размерные цепи

.1 Расчет методом полной взаимозаменяемости

.2 Вероятностный метод расчета размерных цепей

. Зубчатые и червячные соединения

.1 Расчет показателей зубчатых и червячных соединений

Заключение

Библиографический список

Приложения

Введение

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).

Целью курсовой работы является более глубокое изучение теоретического материала, привитие навыков работы со справочной литературой, развитие умения применять теоретический материал для решения конкретных практических задач по расчету и выбору посадок различных видов соединений.

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 Нормирование посадок с натягом

Дано:

Номинальный диаметр соединения, мм…………………………….25;

Максимальный предельный натяг Nmax р, мкм…………………….100;

Минимальный предельный натяг Nmin p, мкм……………………….45.

Решение:

Расчетныйноминальный диаметр, заданный в задании, используя табл.1.3 [1], округляем до ближайшего стандартного значения d = 25мм по ряду Ra40.

Определяем средний натяг предельных натягов, данных в задаче:

где Nmax р и Nmin 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 [1] и выписываем табличные натяги Nmax T=46 мкм и Nmin T = 10 мкм подобранной посадки.

,

где Nmax T и Nmin T - табличные предельные натяги, мкм.

.

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

.

Находим отклонения для полей допусков отверстия и вала по табл.1.6, 1.9, 1.14 [1].

Записываем комбинированное обозначение посадки с отклонениями

.

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

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 с одинаковыми допусками вала и отверстия.

.2 Переходные посадки

Дано:

Максимальный предельный натяг Nнб……………………………3мкм;

Максимальный предельный зазор Sнб………………….……........10 мкм

Решение:

) Округлим заданный диаметр соединения до значения 6 мм, соответствующего ряду Ra40 по ГОСТ 6636-69 [1, табл. 1.3]

Табличные значения переходных посадок:

нм= - Sнб Nнб=3 мкм  Nнм= -10 мкм

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

) Предельные отклонения отверстия и вала:

6  

4) Схема расположения полей допусков в посадке:

нб = ES - ei Sнб = 0,006 -(-0,006) = 12 мкмнм = EI - esSнм = (-10) -0 = - 10 мкмнм= - NнбNнб = 10 мкм

Табличные значения зазора и натяга совпадают с заданными

Поля допусков для переходной посадки

) Полное обозначение посадки:

6) Допуск переходной посадки:

T(S,N) = TD + Td(S,N) = (0,006-0)+(0-(-0,006))= 12 мкм

7) 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:

 [1]

д) вероятное количество сопряжений с натягом:

) 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 Nср.

2. Расчет посадок для подшипников качения

Дано:

Подшипник 219, класс точности 5, вращается наружное кольцо, радиальная нагрузка 50000 Н, умеренная нагрузка с малой вибрацией.

Решение:

)Тип подшипника: шариковый радиальный однорядный, легкой серии.

Размеры берем по ГОСТ 8338-75 «Подшипники шариковые радиальные однорядные»: d=95мм, D=1705мм, B=32мм.

2)Вращается наружное кольцо, следовательно, оно является циркуляционно-нагруженным. Циркуляционно-нагруженное кольцо соединяется с корпусом с натягом.

)Вал сплошной, корпус массивный, так как не указаны отношения  и

)Интенсивность радиальной нагрузки:

а) R=50000 Н, радиальная нагрузка

б) В=0,032 м, ширина кольца

в) k1 - коэффициент, зависящий от характера нагрузки. k1 = 1 [3, табл. 2.1, с. 10]

г) k1 - коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе. k2=1, так как в задаче даны сплошной вал и массивный корпус.

д) k3 - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных подшипниках. k3 = 1[3, табл. 2.4, с. 11]

е) подсчитаем :

5)Поле допуска для местно-нагруженного кольца:

Нагрузке в 15625  и диаметру внутреннего кольца d=95 мм соответствует поле допуска g [3, табл. 2.6, с. 11]. Так как по условию класс точности подшипника 5, то квалитет для вала 5, записываем g5.

)Поле допуска для циркуляционно наружного кольца:

Отверстию в корпусе диаметром 170 мм соответствует посадка в корпус P6 [3, табл. 2.6, с. 12]

)Найдем предельные отклонения для g5 из табл. 1.8 [1], для P6 - из табл. 1.13 [1]. Отклонения для g5: es=-12 мкм, ei=-27 мкм. Отклонения для P6: ES=-36 мкм, EI=-61 мкм.

) Отклонения для полей допусков внутреннего и наружного колец шарикового радиального подшипника найдем из табл. 16-19 [3]. Отклонения ищем в графах, где обозначено dm или Dm. Для внутреннего кольца ES=0, EI=-10мкм, для наружного кольца es=0, ei=-13мкм.

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

Внутреннее кольцо подшипника является местно-нагруженным, обозначим его поле допуска L5 (5 - обозначение класса точности). На схеме покажем наибольший зазор Smax так как соединение вала с внутренним кольцом подшипника производится с небольшим зазором.

Схема расположения полей допусков соединения «вал-внутреннее кольцо подшипника»

Обозначим поле допуска наружного циркуляционно нагруженного кольца l5 (5 - класс точности). Кольцо соединяется с отверстием в корпусе с натягом, поэтому на схеме «отверстие в корпусе - наружное кольцо подшипника» отметим натяг Nmax.

Схема расположения полей допусков соединения «отверстие в корпусе - наружное кольцо подшипника»

)Запишем условное обозначение посадок для двух выше указанных соединений:

посадка для соединения «внутреннее кольцо-вал»: 95, где L5-поле допуска внутреннего кольца (5-обозначение класса точности);

посадка для соединения «отверстие в корпусе - наружное кольцо»: 170, где l5-поле допуска наружного кольца (5-класс точности).

) Эскиз корпуса и вала для подшипника качения:

3. Выбор посадок для шлицевого соединения

В шлицевых прямобочных соединениях применяются три способа относительного центрирования вала и втулки: по наружному диаметру(D), по внутреннему диаметру (d) и по боковым поверхностям зубьев (b). Схемы этих рисунков показаны на рис. 3.1(а,б,в).

Рис. 3.1

Центрирование по D рекомендуется в случаях повышенных требований к точности соосности элементов соединения, когда твердость втулки не слишком высока и допускает обработку чистовой протяжкой, а вал обрабатывается фрезерованием и окончательным шлифованием по наружному диаметру D. Применяется в неподвижных соединениях, в подвижных, передающих малый крутящий момент, и т.д., т.е. в соединениях с малым износом поверхностей. Этот способ центрирования более прост и экономичен.

Центрирование по d применяется в случаях повышенных требований к совпадению геометрических осей вала и втулки и когда шлицевую втулку после термической обработки шлифуют по внутреннему диаметру, если твердость втулки не позволяет обрабатывать деталь протяжкой, т.е. втулка закалена, или когда может возникнуть коробление валов после термообработки. Способ значительно дороже, но обеспечивает наибольшую точность. Применяется для подвижных, так и для неподвижных соединений.

Центрирование по b используется, когда не требуется особой точности соосности, при передаче значительных моментов, в случаях, когда недопустимы большие зазоры между боковыми поверхностями вала и втулки. Этот способ центрирования способствует более равномерному распределению нагрузки между зубьями, но не обеспечивает высокой точности центрирования, и поэтому его применяют редко. Применяется только для подвижных соединений, а также при знакопеременных нагрузках и реверсивном движений.

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:

Решение:

Исходя из условия задачи, запишем: число шлицев z = 10, внутренний диаметр d = 26мм, наружный диаметр D = 32мм.

Из табл. 4.71 [2] по параметрам данного шлицевого соединения находим ширину зуба (шлица) b=4мм, наименьший внутренний диаметр d1= 23 мм, серия - тяжелая

Исходя из заданных условий работы, выбираем вид центрирования: центрирование по d - внутреннему диаметру.

4)По табл. 4.73 [2] ищем посадку для центрирующего параметра d.

Так как соединение подвижное и точное посадку с зазором самой высокой точности .

) Для нецентрирующих диаметров b и D выбираем посадки. Для наружного диаметра D - , для b -

)Найдем отклонения для всех параметров, пользуясь табл. 6,7,12 [1]

Для H7 ES=21 мкм, EI=0 (в качестве диаметра берем размер d=26мм).

Для js6 es=6,5 мкм, ei=-6,5 мкм (d=26 мм)

Для H12 ES=250 мкм, EI=0 (D=32мм).

Для a11 es=-310 мкм, ei=-470 мкм (D=32мм).

Для js7 es=+6 мкм, ei=-6 мкм (b=4мм).

Для H8 ES=18 мкм, EI=0 мкм (b=4мм).

Для внутреннего диаметра вала найдем d-d1=26-23=3мм=0,003мкм.

)Построим схемы расположения полей допусков для параметров b, d, D.

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

;

где d- вид центрирования;

- число зубьев;