Федотов. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения А.И
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Введение
1. Расчёт и выбор посадок гладких цилиндрических соединений с зазором
2. Расчёт и выбор посадок для подшипников качения
3. Выбор посадок шпоночного соединения
4. Выбор посадок шлицевого соединения
5. Расчет линейных размерных цепей
Список использованных источников
Введение
Для повышения технического уровня и качества продукции, роста производительности труда, экономии трудовых и материальных ресурсов необходимо во всех отраслях народного хозяйства развивать и совершенствовать системы стандартизации на основе внедрения достижений науки, техники и практического опыта.
Необходимо усилить действенное и активное влияние стандартов на выпуск продукции, соответствующей по своим технико-экономическим показателям высшему мировому уровню.
Сегодня, когда для производства одной машины необходима кооперация между сотнями предприятий различных отраслей промышленности, вопросы качества продукции невозможно решить без расширения работ по совершенствованию системы взаимозаменяемости, метрологического обеспечения, улучшения методов и средств контроля продукции. Поэтому подготовка современного инженера включает освоение широкого круга вопросов, связанных со стандартизацией, взаимозаменяемостью и техническими измерениями. Курс «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» является логическим завершением цикла общетехнических курсов теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, деталей машин. Если другие курсы цикла служат теоретической основой проектирования машин и механизмов, использования типовых деталей машин, расчетов их на прочность и жесткость, то данный курс рассматривает вопросы обеспечения точности геометрических параметров как необходимого условия взаимозаменяемости и таких важнейших показателей качества, как надежность и долговечность. Задачи повышения качества изготовления, эксплуатации и ремонта сельскохозяйственной техники можно рассматривать комплексно, используя принципы стандартизации, взаимозаменяемости и контроля установленных технических условий.
Цель дисциплины - выработка у будущих инженеров знаний и практических навыков использования и соблюдения требований комплексных систем общетехнических стандартов, выполнения точностных расчетов и метрологического обеспечения при изготовлении, эксплуатации и ремонте сельскохозяйственной техники.
В результате изучения курса и в соответствии с квалификационной характеристикой инженер-механик сельского хозяйства должен знать: основные положения, понятия и определения в области стандартизации; государственную систему стандартизации и ее роль в ускорении научно-технического прогресса, интенсификации производства, повышении качества сельскохозяйственной техники и экономической эффективности ее использования; основные вопросы теории взаимозаменяемости и технических измерений, правила обозначения норм точности в конструкторской и технологической документации; методики расчета и выбора стандартных посадок типовых соединений деталей машин; расчет размерных цепей; устройство средств измерения линейных и угловых величин, их настройку, правила эксплуатации и методику выбора.
1. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ С ЗАЗОРОМ
Исходные данные:
Определяем произведение hS:
м2 или 4764 мкм2.
Вычисляем наивыгоднейший зазор:
Находим величину расчетного зазора:
По таблице приложения 8 подбираем посадку, удовлетворяющую условию:
Приведенному условию удовлетворяет стандартная посадка 40H8/d8, выполненная в системе отверстия по десятому квалитету: придельные отклонения для отверстия; придельные отклонения для вала.
Для указанной посадки:
Определяем наименьшую толщину масляного слоя при наибольшем зазоре
Производим проверку на достаточность слоя смазки, обеспечивающего жидкостное трение:
Условие жидкостного трения выполняется, значит, посадка выдрана првильно.
Определяем предельные размеры и допуски на обработку деталей соединения согласно выбранной посадки:
а) отверстия:
Определяем допуск посадки:
Сборочный и по детальный эскизы соединяемых деталей с указанием посадки, предельных отклонений и шероховатости вычерчиваем на листе 1.
Выбор универсальных средств измерения. Выбираем универсальные средства измерения, считая, что измерения производим в индивидуальном производстве. При этом должно соблюдаться условие:
где - предельная погрешность средства измерения, мкм;
Допустимая погрешность измерения, мкм.
Допустимая погрешность измерения линейных размеров зависит от номинального размера и квалитета.
Для рассматриваемого соединения DH(dH)=40 мм. Тогда согласно приложения 3 имеет:
для отверстия мкм;
для вала мкм;
Этим требованиям соответствует (приложение 4 ) для отверстия - нутромер индикаторный, а для вала - микрометр 1-го класса, характеристики которых приведены в таблице 1.1.
Таблица 1.1 - Характеристики средств измерения
Расчёт исполнительных размеров калибров. Предельные калибры представляют собой специальные бесшкальные измерительные инструменты, предназначенные для установления годности деталей машин без определения действительных значений контролируемых размеров.
Предельные калибры используют в основном для контроля размеров деталей, изготавливаемых в условиях крупносерийного и массового производств. Они разделяются на калибры для контроля отверстий и калибры для контроля валов, имеют проходную и непроходную стороны, обозначаемые соответственно символами ПР и НЕ.
Размеры отверстий контролируют пробками. Конструктивно они могут быть выполнены двусторонними или отдельно проходная и не проходная сторона.
Размеры валов контролируют скобами. Калибры-скобы могут быть двусторонними или односторонними (в последнем случае проходная и непроходная стороны совмещаются), листовыми, штампованными или литыми, регулируемыми и нерегулируемыми. Регулируемые калибры-скобы чаще всего используют для контроля деталей в условиях ремонтного производства. Их применяют в том случае, когда размер изготовляемой или ремонтируемой детали не вписывается в размеры стандартного жесткого калибра. Регулируемые калибры для контроля валов могут быть настроены на ремонтные размеры, под которые жесткие калибры не изготовляются. По сравнению с жесткими калибрами регулируемые калибры имеют меньшую точность и надежность, поэтому их рекомендуется применять для контроля деталей с размерами до 180 мм и точностью, начиная с 8го квалитета и грубее.
С целью увеличения срока службы калибров-пробок и калибров-скоб длины их проходных сторон выполняются большими, чем длины непроходных сторон. Кроме того, для снижения затрат на калибры и увеличения их срока службы проходные стороны снабжают твердым сплавом, повышая таким образом износостойкость калибров в 50... 150 раз по сравнению с износостойкостью обычных стальных калибров.
Номинальный размер проходной стороны пробки соответствует минимальному размеру контролируемого отверстия (Dmin), а непроходной -- его максимальному размеру (Dmax). У скобы, наоборот, номинальный размер Проходной стороны равен максимальному диаметру контролируемого вала (dmax), а непроходной -- его минимальному диаметру (dmin). Если при контроле отверстия или вала проходная сторона калибра не проходит, то это означает, что действительный размер отверстия меньше его минимального значения (Dд По назначению предельные калибры разделяют на рабочие, приемные и контрольные. Рабочие калибры служат для контроля деталей непосредственно на рабочих местах в процессе их изготовления. Приемными калибрами пользуются представители заказчика при приемке готовой продукции. В отличие от рабочих калибров их принято обозначать: проходную сторону через П-ПР, а непроходную через П-НЕ. Контрольные калибры, обозначаемые К-ПР и К-НЕ, служат для проверки новых рабочих калибров-скоб. Существуют также контрольные калибры (К-И) для проверки величины износа проходной стороны рабочих калибров-скоб. Контркалибры-пробки К-И изготавливаются с размерами, соответствующими предельно допустимому износу проходных сторон рабочих скоб и являются непроходными. Если калибр К-И проходит через контролируемую скобу, то она изношена свыше установленного предела и подлежит изъятию. Контрольных калибров для проверки новых и изношенных рабочих калибров-пробок не существует. Размеры рабочих калибров-пробок проверяются универсальными измерительными средствами. Исполнительными называют предельные размеры калибра, по которым изготавливают новый калибр. Калибрами контролируются валы и отверстия с допусками по IТ6 и грубее. Размеры деталей, выполненные с допусками точнее IТ6, проверяются универсальными измерительными средствами. Отклонения калибров отсчитывают от соответствующих предельных размеров изделий. Так, отклонения проходных калибров для валов отсчитывают от наибольшего предельного размера вала, а отклонения непроходных калибров -- от наименьшего предельного размера вала. Соответственно, отклонения проходных калибров для отверстий отсчитывают от наименьшего предельного размера отверстия, а отклонения непроходных калибров -- от наибольшего предельного размера отверстия. Входящие в формулы расчетные параметры означают (соответственно для калибра-пробки и калибра-скобы): Dmax и d max -- наибольшие предельные размеры отверстия и вала; D min и d min-- наименьшие предельные размеры отверстия и вала; Н и H1 -- допуски на изготовление калибров; Z и Z1 -- координаты середин полей допусков на изготовление калибров; Y и Y1 -- границы износа проходных сторон калибров. Рассчитаем рабочие калибры для контроля деталей соединения Определяем предельные и исполнительные размеры калибра-пробки для контроля отверстия. По таблице приложения 2 находим данные для расчета калибра-пробки: Н = 4 мкм; Z = 6мкм; Y = 5 мкм. Проходная сторона калибра-пробки ПРмах=Dmin+Z+ (1.2.1) ПРмах=40+0,006+=40,008 (мм) ПРмin=Dmin+Z- (1.2.2) ПРмin=40+0,006-=40,004 (мм) ПРизн=Dmin -Y (1.2.3) ПРизн=40-0,005=39,995 (мм) Исполнительными размерами проходной и непроходной сторон гладких рабочих калибров для отверстий (пробок) являются их наибольшие предельные размеры с допуском численно, равным допуску на изготовление Н, направленным в тело калибра (в «минус»). Тогда для проходной стороны пробки исполнительный размер ПРисп. =40,008 -0,004 Непроходная сторона калибра-пробки НЕмах=Dmax+ (1.2.4) НЕмах=40,039+=40,041 (мм) НЕмin=Dmax- (1.2.5) НЕмin=40,039-=40,037 (мм) Для непроходной стороны пробки исполнительный размер Проходная сторона калибра-скобы ПРмах=dmax-Z1+ (1.2.6) ПРмах=39,92-0,006+=39,9175(мм) ПРмin=dmax-Z1- (1.2.7) ПРмin=39,92-0,006-=39,9105 (мм) ПРизн=dmax +Y1 (1.2.8) ПРизн=39,92+0,005=39,925 (мм) Исполнительными размерами проходной и непроходной сторон рабочих калибров для валов (скоб) являются их наименьшие предельные размеры с допуском, численно равным допуску на изготовление Н1 направленным в тело калибра (в «плюс»). Тогда для проходной стороны скобы исполнительным размером будет следующий: ПРисп=39,9105+0,007. Непроходная сторона калибра-скобы HEmax =dmin+ (1.2.9) HEmax =39,881+=39,8845 (мм) HEmin =dmin- (1.2.10) HEmin =39,881-=39,8775 (мм) Для непроходной стороны скобы исполнительным размером будет следующий: НЕИСП = 39,8775 +0,007. При расчетах рабочих и исполнительных размеров калибров размеры, оканчивающиеся на 0,25 и 0,75 мкм, следует округлять до величин, кратных 0,5 мкм, в сторону сокращения производственного допуска. Схемы расположения полей допусков и эскизное изображение калибров для контроля отверстия и вала приведены на листе 2. 2. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ Шарикоподшипник № 410. Вращается вал, корпус неподвижен. Корпус чугунный, неразъемный. Радиальная нагрузка на опору R = 16200 Н. Режим работы подшипника - нормальный (умеренный толчки и вибрации, перегрузка до 150%). По приложению 2 методических указаний находим основные размеры подшипника: Определяем вид нагружения колец заданного подшипника. Так как вращается вал, а корпус неподвижен, то внутреннее кольцо подшипника будет испытывать циркуляционное нагружение, наружное - местное. Производим расчет и выбор посадки циркуляционно нагруженного кольца. Определяем интенсивность радиальной нагрузки посадочной поверхности по формуле: где - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки, в нашем случае принимаем КП = 1; Коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга, в нашем случае принимаем F = 1; Коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору, в нашем случае осевой нагрузки нет, принимаем FA = 1; В - ширина кольца; r - ширина фаски. По таблице приложения 4 находим поле допуска диаметра вала, соответствующее полученным значениям PR. Для подшипника класса точности 0 принимаем поле допуска k6. Тогда посадку внутреннего кольца на вал в общем виде запишем так: . По таблице приложения 5 принимаем поле допуска отверстия в корпусе H7. Посадка наружного кольца в корпус в условной записи имеет вид. По таблице 1 и 2 и приложению 6 методических указаний находим численные значения предельных отклонений присоединительных диаметров колец подшипника и посадочных мест вала и корпуса. Имеем: Рассчитаем предельные значение присоединительных диаметров, и их допусков. Данные расчетов сводим в таблицу 2.1. Внутреннее кольцо: Наружное кольцо: Отверстие в корпусе: Соединение: „внутреннее кольцо - вал” Соединение: „наружное кольцо - корпус” Схемы взаимного расположения полей допусков показаны на листе 3. По таблицам приложения 7 и 8 устанавливаем допустимые отклонения формы, взаимного расположения посадочных поверхностей, их шероховатость. Имеем: Отклонения от цилиндричности шейки вала - 8 мкм, отверстия в корпусе - 20 мкм. Биение торцов заплечиков вала - не более 20 мкм, отверстия в корпусе - не более 50 мкм. Шероховатость посадочных поверхностей вала Rа не более 1,25 мкм; отверстия в корпусе Rа не более 2,5 мкм. Шероховатость посадочных поверхностей торцов заплечиков Rа не более 2,5 мкм. Вычерчиваем эскизные изображения подшипникового узла и соединяемых с подшипником деталей с нанесением всех необходимых обозначений (лист 3). Наименование элементов соединений подшипника Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм Допуски, мкм Предельные зазоры, мкм Присоединительные диаметры: внутреннего кольца Шейка вала наружного кольца отверстия корпуса Соединения: «внутреннее кольцо-вал» «наружное кольцо-корпус» 3
. ВЫБОР ПОСАДОК ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ Исходные данные: По приложению 10 находим основные размеры шпонки и пазов. Установим посадку шпонки в паз вала и в паз втулки с приложения 13 . Тогда посадки в паз вала и в паз втулки в общем виде можно записать так: Численные значения предельных отклонений ширины шпонки и пазов находим из таблиц приложения 15, имеем: Допуски и предельные отклонения несопрягаемых размеров элементов шпоночного соединения находим из табл. приложения 1 и 14 . Проведем расчет предельных значений всех основных размеров поучаемых в соединении шпонки с пазами: Паз втулки Производим расчет зазоров и натягов, получаемых в соединении шпонки с пазами по ширине. Соединение: „шпонка--паз вала” „шпонка--паз втулки” Результаты расчетов сводим в табл. 3.1. Вычерчиваем эскизные изображения шпоночного соединения и его деталей лист 4. Наименование элементов шпоночного соединения Номинальный размер в мм и поле допуска (посадки) Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм Допуски, мкм Предельные зазоры, мкм Паза вала: Паза втулки: Соединения: «шпонка-паз вала» «шпонка-паз втулки» 4
. ВЫБОР ПОСАДОК ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ Шлицевое соединение: Производим расшифровку его условной записи. Заданное шлицевое соединение центрируется по наружному диаметру, имеет число зубьев z=8, номинальное значение внутреннего (нецентрируюшего) диаметра d=56 мм, наружного (центрирующего) - D=65 с посадкой H7/js6, толщина зуба вала (ширина впадины втулки) b=10 с посадкой D9/f7. По таблицам приложений 1 и 2 , а также по приложению19 находим предельные отклонения размеров шлицевого соединения: Вычисляем предельные размеры и допуски всех элементов, а также зазоры, получаемые в соединениях по центрирующему диаметру и размеру b: для шлицевой втулки: внутренний диаметр наружный диаметр ширина впадины для шлицевого вала: внутренний диаметр наружный диаметр толщина зуба Соединение: „втулка -- шлицевой вал”: по центрирующему диаметру: по размеру b: Все размерные характеристики шлицевого соединения заносим в таблицу. 4.1. Наименование элементов шлицевого соединения Номинальный размер в мм и поле допуска (посадки) Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм Допуски, мкм Предельные зазоры, мкм А. Центрирующие элемент. наружный диаметр втулки наружный диаметр вала ширина впадины втулки ширина впадины вала Б. Нецентрирующие элем. внутренний диаметр втул. внутренний диаметр вала В. Соединение: по центрирующему диаметру по размеру b подшипник соединение размерная цепь 5. РАСЧЕТ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ МЕТОДОМ ПОЛНОЙ ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТИ Последовательность расчета размерной цепи при решении прямой задачи методом полной взаимозаменяемости следующая: 1. Для замыкающего звена, заданного на чертеже узла, выявить составляющие звенья размерной цепи; 2. Построить геометрическую схему размерной цепи и определить характер составляющих звеньев (установить, которые из них являются увеличивающими и уменьшающими); 3. Используя основное уравнение, проверить правильность составления размерной цепи; 4. Определить допуск замыкающего звена, после чего по формулам рассчитать значение коэффициента точности размерной цепи ас; 5. Сравнивая ас с стандартными значениями а, установить квалитет назначить допуски на размеры составляющих звеньев, предварительно выбрав корректирующее звено; 6. Определить значение допуска корректирующего звена, а на остальные составляющие звенья согласно назначенным допускам установить предельные отклонения; 7. Определить значения координат середин полей допусков замыкающего и всех составляющих звеньев, после чего рассчитать координату середины поля допуска корректирующего звена; Для сборочной размерной цепи с замыкающим звеном = определить допуски и предельные отклонения составляющих звеньев. В заданной размерной цепи замыкающим звеном является зазор, образуемый торцом корпуса и торцом втулки. Этот зазор необходим для компенсации температурных изменений размеров деталей узла и, следовательно, величина его должна быть выдержана в строго заданных пределах. Построим размерную цепь, т. е. найдем ее составляющие звенья. Делая обход по контуру от замыкающего звена, установим поверхности касания (сборочные базы) примыкающих деталей, а через них - размерные связи. Величина зазора определяется взаимным положением торцовой поверхности корпуса и торцовой поверхности втулки. Втулка левым торцом касается шестерни которая в свою очередь упирается в вал. Заплечик вала соприкасается с подшипником. Который упирается в корпус. Запишем размерные связи следующим образом: замыкающее звено -- распорная втулка распорная втулка - шестерня шестерня - вал вал -- корпус корпус -замыкающее звено. Размерную цепь составят размеры между поверхностями касания каждой из указанных деталей: длина распорной втулки - звено А1 =15 мм, ширина шестерни звено А2 = 65 мм, длина участка вала звено А3=105 мм и размер корпуса (расстояние между внутренней и наружной поверхностью боковины) - звено А4=22 мм. Следовательно, размерная цепь включает девять составляющих звеньев, из которых звенья А1, А2 ,А4 являются уменьшающими, а звено А3 - увеличивающим. Геометрическая схема размерной цепи представлена на листе 5. Проверим правильность составления размерной цепи, для чего используем формулу: А3- (А1 +А2 +А4) (5.1) 105-15--65--22=3мм. Полученное значение номинального размера замыкающего звена соответствует заданному. Следовательно, размерная цепь составлена правильно. Определяем теперь коэффициент точности размерной цепи, рассчитав предварительно допуск замыкающего звена. Допуск замыкающего звена та =-- =200--(-200)= 400 мкм. Рассчитываем коэффициент точности размерной цепи так как в составе размерной цепи имеются звенья с известными допусками (подшипники качения): В знаменателе под знак суммы должны войти значения единиц допуска размеров звеньев А1 , А2,А3 ,А4 которые находим по табл. 2.1., Тогда Сопоставляя полученное значение ас с данными табл. 2.2., устанавливаем, что оно находится в интервале значений аc, соответствующих 10-му и 11-му квалитетам (а10=64, а11= 100). В данном случае на составляющие звенья целесообразно назначить допуски по 10-му квалитету и, так как ас>а10, в качестве корректирующего звена выбрать наиболее сложное в изготовлении звено. Примем в качестве корректирующего звена размер корпуса - звено А3 =105 мм, а на остальные назначим стандартные допуски. По табл. 2.3 ., имеем следующее: Т1=70мкм, Т2=120 мкм;Т4=84 мкм. Нестандартный допуск корректирующего звена Т3 находим но формуле (2.10) .,: Т3=Т-(Т1+Т2+ Т4) (5.3) Т3= 400--(70+120+84)=126 мкм. Предельные отклонения составляющих звеньев (исключая корректирующее) назначаем, следуя вышеизложенному правилу. Тогда А1 =15-0,07,А2 =65-0,12 ,А4 =22-0,084 Определяем координату середины поля допуска корректирующего звена, определив предварительно значение ее у всех остальных звеньев цепи. Координаты середины полей допусков замыкающего и составляющих звеньев находим по формуле: Имеем:с1=-0,035мм; с2 = -0,06 мм; с4=--0,042 мм;= 0мм. Координату середины поля допуска корректирующего звена находим по формуле: 0,035-0,06-0,042-0=-0,137 мм. Теперь устанавливаем предельные отклонения звена А3 Таким образом корректирующее звено имеет предельные отклонения Проверяем правильность произведенных расчетов, для чего воспользуемся уравнениями: Полученные предельные отклонения замыкающего звена соответствуют заданным. Следовательно, размерная цепь рассчитана правильно. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 1. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. Часть 1: Методические указания к курсовому проектированию по расчету и выбору посадок гладких цилиндрических соединений / Сост. В. А. Орловский; Белорусская с.-х. акад. Горки,1986. - 47с. 2. Серый И.С. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические изменения. - М.: Агропромиздат, 1987. - 368 с. 3. Расчет исполнительных размеров гладких рабочих калибров: Методические указания к лабораторной работе по взаимозаменяемости, стандартизации м техническим измерениям / Сост. Н. С. Троян, В. А. Орловский; Белорусская с.-х. акад. Горки, 1987. - 16 с. 4. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. Часть 2. Методические указания к курсовому проектированию по расчету и выбору посадок типовых соединений / Сост. Н. С. Троян; Белорусская с.-х. акад. Горки,1986. - 48с. 5. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. Часть 3. Методические указания и задания к расчету размерных цепей при курсовом проектировании / Сост. Н. С. Троян; Белорусская с.-х. акад. Горки,1991. - 48с. Размещено на Allbest.ru Основные положения, понятия, определения в области стандартизации. Общие сведения, порядок расчета и выбора посадок для подшипников качения. Расчет линейных размерных цепей вероятностным методом. Выбор посадок гладких цилиндрических соединений с зазором. учебное пособие , добавлен 21.01.2012 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений, для шлицевых соединений с прямым профилем зуба. Расчет и выбор посадок с натягом. Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом. Решение линейных размерных цепей. курсовая работа , добавлен 09.04.2011 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений, расположенных на тихоходном валу, обоснование выбора системы и квалитетов. Расчет и выбор посадок с натягом. Решение линейных размерных цепей методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом. курсовая работа , добавлен 10.03.2011 Гладкие цилиндрические соединения. Расчет посадок с натягом. Выбор переходных посадок. Расчет подшипников качения и прямобочных шлицевых соединений. Расчет методом полной взаимозаменяемости размерных цепей. Показатели зубчатых и червячных соединений. курсовая работа , добавлен 27.03.2015 Выбор посадок гладких сопряжений. Выбор посадок подшипников качения, их характеристика. Посадка втулки на вал, крышки в корпус. Расчет исполнительных размеров калибров. Выбор и обозначение посадок резьбового и шлицевого соединений. Расчет размерных цепей. курсовая работа , добавлен 28.04.2014 Определение зазоров, натягов и допусков посадок в гладких цилиндрических соединениях. Расчет посадок в системе основных отверстий, валов, отверстий, гладких предельных размеров калибров. Решение размерных цепей методом полной взаимозаменяемости. курсовая работа , добавлен 11.07.2015 Методика и основные этапы решения размерных цепей методом полной взаимозаменяемости, порядок проведения прямых и обратных расчетов. Определение координаты середины поля допуска замыкающего звена, допуска замыкающего звена по известной зависимости. контрольная работа , добавлен 20.01.2010 Выбор и расчет посадок для соединений. Расчет интенсивности нагружения. Посадка распорной втулки и зубчатого колеса на вал. Требования, предъявляемые к поверхностям корпуса и вала, предназначенным для посадок подшипников качения. Выбор средства измерения. контрольная работа , добавлен 16.11.2012 Расчет посадок с зазором в подшипниках скольжения и качения. Выбор калибров для контроля деталей гладких цилиндрических соединений, посадок шпоночных и прямобочных шлицевых соединений. Нормирование точности цилиндрических зубчатых колес и передач. курсовая работа , добавлен 28.05.2015 Определение элементов гладкого цилиндрического соединения. Расчет и выбор посадок с зазором. Расчет и выбор посадок с натягом. Определение допусков и посадки шпоночных соединений. Расчет и выбор посадок подшипников качения. Расчет размерных цепей. Введение
Для повышения технического уровня и качества
продукции, роста производительности труда, экономии трудовых и материальных
ресурсов необходимо во всех отраслях народного хозяйства развивать и
совершенствовать системы стандартизации на основе внедрения достижений науки,
техники и практического опыта. Необходимо усилить действенное и активное влияние
стандартов на выпуск продукции, соответствующей по своим технико-экономическим
показателям высшему мировому уровню Сегодня, когда для производства одной машины
необходима кооперация между сотнями предприятий различных отраслей
промышленности, вопросы качества продукции невозможно решить без расширения
работ по совершенствованию системы взаимозаменяемости, метрологического
обеспечения, улучшения методов и средств контроля продукции. Поэтому подготовка
современного инженера включает освоение широкого круга вопросов, связанных со
стандартизацией, взаимозаменяемостью и техническими измерениями. Курс «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические
измерения» является логическим завершением цикла общетехнических курсов теории
механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, деталей
машин. Если другие курсы цикла служат теоретической основой проектирования
машин и механизмов, использования типовых деталей машин, расчетов их на
прочность и жесткость, то данный курс рассматривает вопросы обеспечения
точности геометрических параметров как необходимого условия взаимозаменяемости
и таких важнейших показателей качества, как надежность и долговечность. Задачи
повышения качества изготовления, эксплуатации и ремонта сельскохозяйственной
техники можно рассматривать комплексно, используя принципы стандартизации,
взаимозаменяемости и контроля установленных технических условий. Цель дисциплины - выработка у будущих инженеров знаний
и практических навыков использования и соблюдения требований комплексных систем
общетехнических стандартов, выполнения точностных расчетов и метрологического
обеспечения при изготовлении, эксплуатации и ремонте сельскохозяйственной
техники. В результате изучения курса и в соответствии с
квалификационной характеристикой инженер-механик сельского хозяйства должен
знать: основные положения, понятия и определения в области стандартизации;
государственную систему стандартизации и ее роль в ускорении научно
технического прогресса, интенсификации производства, повышении качества
сельскохозяйственной техники и экономической эффективности ее использования;
основные вопросы теории взаимозаменяемости и технических измерений, правила
обозначения норм точности в конструкторской и технологической документации;
методики расчета и выбора стандартных посадок типовых соединений деталей машин;
расчет размерных цепей; устройство средств измерения линейных и угловых
величин, их настройку, правила эксплуатации и методику выбора.
1. Расчёт и выбор посадок
гладких цилиндрических соединений с зазором
Расчет и выбор посадок гладких цилиндрических
соединений производится в следующей последовательности. 2. Выбрать универсальные средства
измерения для соединяемых деталей. Исходными данными для расчета являются: Номинальный диаметр соединения, d H =30 мм; Длина соединения (подшипника), l=50 мм; Угловая
скорость, =70 рад/с; Абсолютная
вязкость масла при рабочей температуре, =0,03
Н-с/м 2 ; Среднее
удельное давление на опору, g =0,45 Н/М 2 R zD =4 мкм и R zd =2. 5 мкм- величины шероховатости поверхности втулки и
вала.
Рис.
1.1 Схема к расчету посадок для подвижного соединения
Из
гидродинамической теории смазки известно, что соотношение между величинами h и
S (рис. 1. 1) в подшипниках конечной длины выражается зависимостью= где h -толщина масляного слоя в месте наибольшего
сближения поверхностей вала и подшипники в рабочем состоянии, м;-- зазор между
валом и подшипником в состоянии покоя, м. hS= Зная величину произведения hS, определяют величину
наивыгоднейшего зазора в соединении:
С учетом наличия шероховатости поверхности соединяемых
деталей находится величина расчетного зазора:
Spac= По
величине расчетного зазора по таблицам предельных отклонений отверстий и валов
(приложения 4 и 5 ) подбирается посадка, удовлетворяющая условию
Приведенному
условию удовлетворяет стандартная посадка 30, выполненная в системе отверстии: предельные
отклонения для отверстия 30H8() ;
предельные отклонения для вала 30е8(). Для
указанной посадки:
S max
= ES-ei=33-(-0. 073)=106 (мкм) (1.5) S min =EI- es=0 -(-
40) = 40 (мкм) (1.6)
Выбранную
посадку нужно проверить на наличие жидкостного трения. Определяется наименьшая
толщина слоя смазки при наибольшем зазоре выбранной посадки
Производим
проверку на достаточность слоя смазки, обеспечивающего жидкостное трение,
проверяется по условию
Условие
жидкостного трения выполняется, значит, посадка выбрана правильно. Определяем
предельные размеры и допуски на обработку деталей соединения согласно выбранной
посадке: а)
отверстия: D
max =D H +ES (1. 9) max =30+0. 033=30. 033 (мм) mln =D H +EI (1.10) mln =30+0=30 (мм); D
= D max - D mln =ES-EI ; (1.11) D =30.
033-30=0,033 (мм) max = d H +es (1.12) max =30+(- 0,040) =29. 96(мм) min = d H +ei (1.13) min =30+(-0. 073) =29. 927мм) d = d max -d mln = es-ei (1.14) d =29. 96-29,927 =0,033(мм) Определяем допуск посадки: s =S max -S min =T D +Td (1.5)
Ts = 33+33 = 66 (мм). Выбираем универсальные
средства измерения соединяемых деталей, считая, что измерение производим в
индивидуальном производстве. Выбор универсальных
измерительных средств производится с учетом метрологических, конструктивных и
экономических факторов. При выборе универсальных средств измерения необходимо,
чтобы предельная погрешность средств измерения lim
равнялась или были бы меньше допустимой погрешности измерения . т. е. чтобы соблюдалось условие:
Для рассматриваемого
соединения d H = 30 мм, T D =33 мкм, T d =33 мкм,
выбираем из таблицы приложения 3 для отверстия30H8 = 10 мкм; для вала 30е8 = 10 мкм. Этим требованиям
соответствуют (приложение 4) для
отверстия - нутромер индикаторный с измерительной головкой с ценной деления
0,001 мм, а для вала микрометр рычажный с ценой деления 0. 002 мм,
характеристики которых заносим в табл. 1. 1.
Таблица 1. 1. Исходные данные
и характеристика выбранных средств измерений Величина допуска детали, IT
детали, мкм Допустимая погрешность,мкм Предельная погрешность
средств измерения ,мкмНаименование
измерительных средств и их метрологическая характеристика Отверстие Нутромер индикаторный с
индикатором нулевого класса точности при работе в пределах одного оборота
стрелки с ценной деления 0. 01 мм Скоба индикаторная с ценной
деления 0. 01 мм 1.2 Расчет исполнительных размеров гладких калибров
При изготовлении предельных калибров, их исполнительные размеры
необходимо выдерживать в пределах допусков на калибры, установленных
стандартами ГОСТ 24853 - 81 (ст. СЭВ 157 - 75). Рассчитаем рабочие калибры для контроля деталей соединения:
Так
как для деталей, изготовленных с точностью выше 6-20 квалитетов (вал по IT6)
контроль с помощью калибров (калибры скобы) осуществляется по отдельным,
предельным и исполнительным размерам калибра пробки. Определяем
предельные и исполнительные размеры калибра - пробки: По
приложению 1 для IT6 и интервала размеров 18…30 мм находим данные для
расчета калибра - пробки. =5мкм, Y=4мкм, H=4мкм. Проходная
сторона калибра - пробки.
ПР max =D min +Z+H/2=30+0. 005+0. 004/2=30. 007 (мм). (1. 16) ПР min = D min +Z-H/2=30+0,005-0,004/2=30.
001 (мм). (1.
17) ПР изм = D min -Y=30 - 0. 004=29. 996 (мм). (1.
18)
Исполнительные размеры проходной и непроходной сторон калибра - пробки
являются их наибольшие предельные размеры с допуском, численно равным допуску
на изготовление калибра (в минус). Тогда для проходной стороны калибра - пробки исполнительный размер: ПР исп =30. 007 -0. 004 (мм). Непроходная сторона калибра пробки: НЕ max =D max +H/2=30. 033+0. 004/2=30. 035 (мм). (1.
19) НЕ min = D max -H/2=30. 033-0. 004/2=30. 031 (мм). (1.
20)
Тогда для непроходной стороны калибра - пробки исполнительный размер: НЕ исп =30. 035 -0,004 (мм). Производим расчет калибра - скобы для контроля вала ø25f6. По приложению 1 для IT6 и
интервала размеров 18…30мм. находим данные для расчета калибра - скобы. 1 =5мкм.
Y 1 =мкм. H 1 =4мкм. Проходная сторона калибра - скобы:
ПР max =d mаx -Z 1 +H 1 /2=29. 96-0. 005+0. 004/2=29. 957 (мм). (1. 21) ПР min = d max -Z 1 -H 1 /2=29.
96-0,005-0,004/2=29. 953
(мм). (1. 22) ПР изм = d max +Y 1 =29. 96+0. 004=29. 964
(мм). (1. 23)
Для проходной стороны скобы исполнительный размер: ПР исп =29. 957 +0. 004 (мм). Непроходная сторона калибра - скобы:
НЕ max =d min +H 1 /2=29. 927+0. 004/2=29. 929
(мм). (1. 24) НЕ min =d min -H 1 /2=29. 927-0. 004/2=29. 925
(мм). (1. 25)
Для непроходной стороны скобы исполнительный размер: НЕ исп =29. 929 +0. 004 (мм). Предельные исполнительные калибры - пробки и скобы сводим в таблицу 1. 2
Таблица 1.2 Результаты расчетов средств измерения Контрольная деталь Значение элементов рабочих
калибров Проходная сторона Непрохоная сторона Номинальный размер Предельные размеры, мм. Исполнительный размер Номинальный размер Предельные размер в, мм. Исполнительный размер Отверстие 2. Расчёт и выбор посадок для
подшипников качения
1 Общие сведения
Подшипники качения работают в самых разнообразных эксплуатационных
условиях и призваны обеспечивать требуемую точность и равномерность вращения
подвижных частей машин. Являясь стандартными узлами, подшипники качения имеют
полную внешнюю взаимозаменяемость по присоединительным поверхностям,
определяемым наружным диаметром наружного и внутренним диаметром внутреннего
колец. Полная взаимозаменяемость подшипников качения по присоединительным
поверхностям обеспечивает их легкий и быстрый монтаж и демонтаж при
одновременном сохранении хорошего качества узлов машин. Качество самих подшипников качения определяется рядом
показателен, в зависимости от величины которых стандартами ГОСТ. 520-71
установлены пять классов точности, обозначаемых в порядке повышения точности:
О, 6, 5, 4 и 2. Класс точности подшипника выбирается исходя из требований,
предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма. В машино- и
приборостроении при средних и малых нагрузках, нормальной точности вращения
обычно применяют подшипники класса точности O. Для тех же условий, но при повышенных
требованиях к точности вращения используют подшипники класса точности 6.
Подшипники классов точности 5 и 4 применяют только при больших скоростях и
жестких требованиях к точности вращения, а класса точности 2 - лишь в особых
случаях. Класс точности (кроме класса 0) указывают через тире перед условным
обозначением подшипника, например: 6 - 209 В целях сокращения номенклатуры подшипники
изготовляются с отклонениями присоединительных диаметров, не зависящими от
посадок, по которым они монтируются на валы и в корпуса. Это значит, что
наружный диаметр наружного кольца и внутренний диаметр внутреннего кольца
приняты соответственно за диаметры основного вала и основного отверстия и,
следовательно, соединения наружного кольца с корпусом осуществляют по посадкам
в системе вала, а внутреннего кольца с валом - по посадкам в системе отверстия.
Диаметр отверстия внутреннего кольца, принятый за основное отверстие, имеет
направление допуска, аналогичное направлению допуска основного вала.
Перевернутое расположение поля допуска диаметра отверстия внутреннего кольца
исключает необходимость разработки и применения специальных посадок для
получения соединений колец с валами с небольшими натягами. В данном случае
требуемые значения натягов обеспечиваются в результате использования
стандартных переходных посадок по ГОСТ 25347-82. Посадки подшипников качения на валы и в корпуса
выбираются в зависимости от их типов и размеров, условий эксплуатации, величины
и характера действующих на них нагрузок и вида нагружения колец. Различают три
основных вида нагружения колец подшипников качения: местное, циркуляционное и
колебательное. В практике чаще всего бывает так, что одно из колец
подшипника, как правило вращающееся, испытывает циркуляционное нагружение, а
другое (неподвижное) - местное. Кольцо, испытывающее циркуляционное нагружение,
должно соединяться с валом или корпусом по посадкам, обеспечивающим небольшие
значения натяга, а неподвижное местно нагруженное кольцо - по посадкам с
небольшим зазором. Посадки циркуляционно-нагруженных колец подшипников на
валы и в корпуса выбирают по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной
поверхности, которая определяется по следующей формуле:
К п
- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при
сильных ударах и вибрации, перегрузке до 300% Кп=1,8);- коэффициент,
учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или
тонкостенном корпусе (для вала F изменяется от 1 до 3, для корпуса - от 1 до
1,8; при сплошном вале и массивном толстостенном корпусе F=l); А -
коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами
роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными
шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору (коэффициент F А изменяется в пределах от 1 до 2, а при
отсутствии осевой нагрузки F А =
1). Для
местно нагруженных колец подшипников посадки выбирают в зависимости от условий
работы и, в первую очередь, от характера нагрузки и частоты вращения. К
посадочным поверхностям валов и отверстий корпусов под подшипники качения
предъявляются повышенные требования в отношении отклонений формы и
шероховатости.
2.2 Порядок расчета и выбора посадок
По
исходным данным необходимо выполнить следующее: Установить основные размеры подшипника и определить характер нагружения его
колец. Определить численные значения предельных отклонений
присоединительных диаметров подшипника и посадочных мест вала и корпуса.
Определить численные значения предельных отклонений. 3. Присоединительных диаметров подшипника и посадочных
мест вала и корпуса согласно выбранным посадкам. 5. Установить отклонения формы,
взаимного расположения, шероховатость поверхностей посадочных мест вала и корпуса. Шарикоподшипник
№ 209. Вращается корпус, вал неподвижен. Корпус чугунный, неразъемный.
Радиальная нагрузка па опору R=19. 5 кH. Режим работы подшипника - нормальный.
По приложению 2 находим основные размеры подшипника: наружный
диаметр D =85мм, внутренний
диаметр d = 45 мм, ширина
кольца В=19 мм, радиус
закругления фаски г=2 мм Определяем
вид нагружения колец, заданного подшипника. Так как вращается корпус, а вал
неподвижен, то наружное кольцо подшипника будет испытывать циркуляционное
нагружение, внутреннее- местное. Производим
расчет и выбор посадки циркуляционно нагруженного кольца. Определяем
интенсивность радиальной нагрузки посадочной поверхности по формуле
По
таблице приложения 4 находим поле допуска отверстие в корпусе детали,
соответствующее полученному значению Р R . Посадка наружного кольца в
отверстие корпуса детали в условной записи имеет вид. По
таблице приложения 5 принимаем поле допуска диаметра вала. Тогда
посадку внутреннего кольца на вал детали в общем виде запишем так: . По
таблицам ГОСТ 25347-82 приложению 6 находим численные. значения предельных
отклонений присоединительных диаметров колец подшипника и посадочных мест вала
и корпуса. Имеем: внутреннее
кольцо шейка
вала наружное
кольцо . отверстие
в корпусе . Расчет предельных значений присоединительных
диаметров, их допусков, а также получаемых в соединениях зазоров и натягов и
сносим в таблицу 2. 1. а) внутреннее кольцо
Dmах=D H +ES=45+0=45 (мм) (2.2)=D H +EI
= 45+(-0. 012) = 44. 988(мм) (2.3) T D = D max -D mln =ES-E (2.4) D =45-44. 988=0. 012 (мм) б) шейка вала D H +es=45+0. 018=45. 018 (мм) (2.5) d min = d H +ei = 45+0. 002 =45. 002 (мм) (2.6) T d = D max -D mln = es - ei (2.7) d = 45. 018-45. 002 =0. 016 (мм) в) отверстие в корпусе ах=D H +ES=85+(-0,010)=84. 99 (мм) (2.8) Dmin=D H +EI = 85+(-0,045) =84. 955 (мм) (2.9) T D = D max -D mln =ES-EI (2.10)
T D =84. 99-84. 955 =0,035 (мм) г) наружное кольцо D H +es=85+0=85(мм) (2.11)
d min = d H +ei = 85+(-0,020)=84. 98 (мм) T d = D max -D mln = es - ei T d = 85-84. 98=0,02 (мм) Определим предельный зазор (натяг) внутреннее
кольцо-шейка вала
N max = es- EI =-0.
012-0,018=-0,03(мм) (2.12) S max = ES - ei =0-0. 002=-0.
002 (мм) (2.13)
Определяем допуск посадки;
T s(N) =S max + N max
=T D +T d
(2.14)
Ts (N) = -0. 002+(-0,03)= -0. 032 (мм).
отверстие в корпусе - наружное кольцо max = ES-ei=-0. 010-(-0,020)=0,01 (мм) (2.15) N max =es- EI=-0. 045-0=-0.
045(мм) (2.16)
Определяем допуск посадки; T s(N) =S max +N max =T D +T d
(2.17)
Ts (N) = 0. 01+(-0. 045)= -0. 035 (мм). По таблицам приложений 7 и 8 устанавливаем
допустимые отклонения формы, взаимного расположения посадочных поверхностей, их
шероховатость Имеем: а) отклонение от цилиндричности шейки вала -
8мкм, отверстия в корпусе-15мкм; б) биение торцов заплечиков вала - 20 мкм,
отверстия в корпусе - 40 мкм; в) шероховатость посадочных поверхностей вала R a
1,25 и отверстия в корпусе R a не более. 1,25мкм; г) тоже торцов заплечиков вала R a
2,5мкм, и отверстия в корпусе R a 2,5 мкм.
Наименование элементов
соединений подшипника Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм Допски, мкм Предельные зазоры, мкм Присоедини-тельные
диаметры: внутреннего кольца Шейка вала наружного кольца отверстия корпуса Соединения: «внутреннее кольцо-вал» «наружное кольцо-корпус» 3. Выбор
посадок шпоночного соединения
3.1 Общие сведения
В общем машиностроении, а также в автотракторном и
сельскохозяйственном машиностроении наиболее широкое распространение получили
шпоночные соединения с призматической и сегментной шпонками. Размеры элементов шпоночных соединений зависят от
диаметра вала и регламентируются соответствующими стандартами. Для облегчения условий и обеспечения требуемого
качества сборки при создании подвижных пли неподвижных соединений шпонка своими
боковыми гранями (по размеру Ь) одновременно может соединяться с пазами вала и
комплектной втулки по различным посадкам. С учетом технически целесообразной точности для
образования различных посадок в соединении призматической шпонки с пазами по
размеру b стандарт ГОСТ 23360-78 устанавливает следующие поля допусков: на
ширину шпонки - Н9; на ширину паза вала - Н9, N9, Р9; на ширину паза втулки -
D10, J S 9 и Р9. Сочетание полей допусков пазов с полем допуска
шпонки должно быть таким, чтобы образовывались три следующих вида соединений: а) свободное соединение, обеспечивающее
относительное осевое перемещение втулки на валу (шпонка направляющая) или
применяемое для образования неподвижных соединений втулок с валами при
затрудненных условиях сборки и действие небольших по величине равномерных
нагрузок; б) нормальное соединение, используемое при
благоприятных условиях сборки для обеспечения относительной неподвижности
соединяемых между собой втулок и валов, работающее без нагрузок или с
небольшими нереверсивными нагрузками; в) плотное
соединение, применяемое для получения неподвижных соединений втулок и валов, не
требующее частых разборок и работающее со значительными знакопеременными
нагрузками; это соединение характеризуется наличием между шпонкой и пазами
примерно одинаковых небольших натягов. Кроме размера b все остальные размеры элементов
шпоночного соединения являются несопрягаемыми или непосадочными. Допуски этих
размеров также стандартизированы. Стандарт ГОСТ 24071 80 устанавливает лишь два назначения ceгментных
шпонок. Они могут использоваться для передачи крутящих моментов или для простой
фиксации деталей. В связи с этим для образования посадок в соединении
сегментной шпонки с пазами стандарт регламентирует на размер b пазов не по три,
как для призматических шпонок, а по два поля допуска: N9 и Р9 - для паза вала и
J b 9 и Р9 - для паза втулки. На ширину шпонки установлено поле
допуска Н9. Предпочтительное сочетание указанных полей допусков пазов с полем
допуска сегментной шпонки обеспечивают два вида соединений: нормальное и
плотное. Стандарт ГОСТ24071-80 устанавливает допуски и на
несопрягаемые размеры элементов соединения с ceгментной шпонкой. Качество шпоночных соединений зависит oт наличия
перекосов и смещений в расположении шпоночных пазов валов и втулок относительно
плоскости сечения. Однако допуски на эти погрешности стандартами не
нормируются. Выбор их значений определяется конкретными условиями сборки.
Обычно при симметричном расположении поля допуск на перекос шпоночного паза по
его длине у вала и втулки принимается равным 0,5 Т ъ, а допуск на
смещение - 2Т ъ, где Т ь - допуск па ширину паза вала или
втулки. Стандартами не нормируется и шероховатость
поверхностей элементов шпоночных соединений. Ее значения определяются принятыми
методами окончательной обработки шпонки и валов. Обычно шероховатость боковых
(посадочных) поверхностей пазов и шпонки принимают равной R z 20 мкм,
а для валов и поверхностей шпонки по высоте h - R z 40 мкм. 3.2. Порядок выбора и расчета
посадок шпоночного соединения
Для решения задачи должны быть известны диаметр вала,
на котором устраивается шпонка, тип шпонки (призматическая или сегментная), вид
шпоночного соединения (свободное, нормальное или плотное). При наличии указанных
исходных данных выбор посадок и последующие расчеты необходимо выполнять в
следующем порядке: 1. Выбрать основные конструктивные
размеры элементов шпоночного соединения с призматической или сегментной
шпонкой. 2. В соответствии с видом шпоночного
соединения выбрать посадки шпонки в паз вала и в паз втулки. 3. Найти численные значения предельных
отклонений ширины шпонки и пазов, допуски и предельные отклонения несопрягаемых
размеров. 4. Определить предельные размеры, а
также зазоры натяги, получаемые в соединениях шпонки с пазами по размеру b;. диаметр вала d = 16 мм; тип шпонки -сегментная, вид шпоночного соединения - нормальное, назначение - 1. Тогда
по таблице приложения 10 находим основные размеры шпонки и пазов: сечение
шпонки bXhXd = (5X6. 5 X 16) мм; глубина
паза вала t 1 =4. 5 мм; глубина
паза втулки t 2 =2. 3 мм. Устанавливаем
посадки шпонки в паз вала и в паз втулки. Ширина
шпонки и пазов при нормальном соединении имеет следующие поля допусков: шпонки
- b=5h9, паза вала - b=5N9 и паза втулки - b=5Js9. Тогда посадки шпонки в паз
вала и в паз втулки в общем виде можем записать так: В
паз вала 5 и паз втулки 5 Численные
значения предельных отклонений ширины шпонки и пазов находим из таблицы
стандарта (приложение 15) для
шпонки 5h9 для
паза вала - 5N9 для
паза втулки -5Js9 Допуски
и предельные отклонения несопрягаемых размеров элементов шпоночного соединения
находим из таблиц 1 и 12: высота
шпонки h= 6. 5h11 (-0,090) диаметр
шпонки d = 16h12 (-0,18) глубина
паза вала t 1 =4. 5(+0. 2) глубина
паза втулки t 2 =2. 3(+0. 1) Производим
расчет предельных значений всех основных размеров и получаемых в соединении
шпонки с пазами зазоров или
натягов. результаты расчетов сводим в табл. 3,1. а) Шпонки для
ширины шпонки B H +es=5+0 =5 (мм) (3.1) min
= b H +ei = 5+(-0,030) =4. 97 (мм) (3.2)
T b = b max -b mln =es-ei (3. 3) T b = 5-4. 97=0. 03
(мм) Для
высоты шпонки
hmax = h H +es=6.
5+0=6. 5(мм) (3.4) h min = h H +ei = 6. 5+(-0,09) =6. 41(мм) (3.5) T h = h max -h mln =es-ei (3.6) T h =
6. 5-6. 41=0. 09(мм) Для
диаметра шпонки d
d max =
d H +es=16+0=16(мм) (3.7)
min = d H +ei =16+(-0,18) =15. 82 (мм) (38) T l = d max - d mln =es-ei (3.9)
T l =
16-15. 82=0. 18(мм) б) Паза вала для ширины
паза вала
Bmах=B H +ES=5+0=5 (мм) (3.10) Bmin=B H +EI = 5+(-0. 03) =4. 97 (мм) (3.11) T B = B max -B mln =ES-EI (3.12) B =5-4. 97=0. 03 (мм) Для глубины паза вала t 1 min = t 1 +EI = 4. 5+0=4. 5(мм) (3.14) T t 1 = t 1 max - t 1 mln =ES-EI (3.15) 1 =4. 7-4. 5=0. 2(мм) в) Паза втулки для ширины паза втулки
Bmах=B H +ES=5+0.
015=5. 015 (мм) (316)=B H +EI =
5+(-0. 015) =4. 985 (мм) (3.17) T B = B max -B mln =ES-EI ; (3.18)
T B =5. 015-4. 985=0. 03 (мм) Для глубины паза втулки 2max =
t 2H +ES=2. 3+0. 1=2. 4 (мм) (3.9) 2min = t 2H +EI
= 2. 3+0=2. 3
(мм) (3.20) T t 2 = t 2max -
t 2mln =ES-EI (3.21) T H = 2. 4-2. 3=0,1(мм)
Определяем зазоры а) Шпонки паза вала
S max = ES-ei=0-(-0,03)=0. 03
(мм) (3.22) N max = es-EI=0-(-0. 03)=0,03
(мм) (3.23)
Определяем допуск посадки;
T s (N) =S max +N max
=T D +T d (3.24)
Ts(N) = 0. 03+0. 03 = 0. 06 (мм).
б) Шпонки паза втулки max = ES-ei=0,015-(-0. 03)=0. 045 (мм) (3.25) max = es-EI
=0-(-0,015) =0. 015(мм) (3.26)
Определяем допуск посадки;
T s (N) = S max +N max
=T D +T d (3.27)
Ts(N) = 0,015+ 0.
045= 0. 06 (мм). Таблица 3 1 Размерные характеристики шпоночного
соединения
Наименование элементов
шпоночного соединения Номинальный размер в мм и
поле допуска (посадки) Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм Допуски, мкм Предельные зазоры, мкм Паза вала: Паза втулки: Соединения: «шпонка-паз вала» «шпонка-паз втулки» 4. Выбор
посадок шлицевого соединения
4.1 Общие сведения
Шлицевые соединения применяются для тех же целей, что
и шпоночные, но в отличие от последних обладают рядом преимуществ. Соединения
этого вида способны воспринимать значительно большие нагрузки и обеспечивают
более высокую степень центрирования втулок на валах. Среди известных типов шлицевых соединений наибольшее
распространение, особенно в автотракторном и сельскохозяйственном
машиностроении, получили соединения с прямобочным профилем зубьев. Номинальные
размеры и число зубьев шлицевых соединении прямобочного профиля
регламентированы стандартом ГОСТ 1139-80. В зависимости от величины
передаваемых нагрузок указанные стандарты устанавливают три серии прямобочных
шлицевых соединений: легкую, среднюю и тяжелую (приложение 16 ). Соединения легкой серии имеют небольшие значения
высоты и числа зубьев. К ним относятся неподвижные легко нагруженные
соединения. Соединения средней серии обладают большими по сравнению с
соединениями легкой серии значениями высоты и числа зубьев и применяются для
передачи средних нагрузок. Соединения тяжелой серии имеют наибольшие высоту и число
зубьев и предназначены для тяжелых условий работы. Для
прямобочных шлицевых соединений, в зависимости от предъявляемых к ним
эксплуатационных и технических требовании, применяют три способа центрирования
втулок на валах: но наружному диаметру D, по внутреннему диаметру d и по
боковым поверхностям зубьев b. Система
допусков и посадок регламентирована стандартами и ГОСТ 1139 - 80 и
распространяется на ответственные подвижные и неподвижные соединения
прямобочного профиля. Согласно
ГОСТ 1139-80 посадки образуются путем сочетания из числа предусмотренных полей
допусков втулок и валов и назначаются в зависимости от принятого способа
центрирования на центрирующий диаметр и боковые поверхности зубьев. При
центрировании по D посадки назначаются па размеры D и b. при центрировании по d
- на d и b. Если детали шлицевого соединения центрируются по боковым
поверхностям зубьев, посадка назначается только на размер b. Поля
допусков втулок и валов для образования посадок центрирующих поверхностей при
различных способах центрирования шлицевых соединений прямобочного профиля
приведены в приложении 18. Стандарт
ГОСТ 1139-80 предусматривает и допуски нецентрирующих диаметров вала и втулки
Допуски нецентрирующих диаметров приведены в приложении 17. Шероховатость
поверхностей элементов шлицевых соединений стандартами не регламентируется и
может выбираться м зависимости от назначения соединения и предъявляемых к нему
эксплуатационных требований с учетом применяемых методов обработки деталей.
Обычно при всех способах центрирования шероховатость центрирующих поверхностей
вала рекомендуется выдерживать в пределах R а 1,25. . . 0,32 мкм, а
втулки - R а 2,5. . 1,25 мкм. Шероховатость нецентрирующих
поверхностей вала и втулки R z 20. . . 10 мкм. В
принятых обозначениях прямобочных шлицевых соединении, их валов и втулок должны
указываться: буква, обозначающая поверхность центрирования, число зубьев, номинальные
значении внутреннего d, наружного D диаметров и ширины b в соединении, поля
допусков или посадки на диаметры и размер b, помещаемые после соответствующих
размеров. Стандартом разрешается не указывать в обозначении допуски
нецентрирующих диаметров. 4.2 Порядок расчета посадок шлицевого соединения
Выбор
посадок для проектируемых шлицевых соединений представляет собой сложную
технико-экономическую задачу, так как требует от исполнителей применения
расчетов с учётом всех данных, всесторонне характеризующих работу соединений в
условиях эксплуатации. Поэтому в учебных целях при курсовом проектировании
студенту задается шлицевое соединение в готовом виде с необходимыми посадками и
решение задачи сводится к следующему: По заданному условному обозначению дать расшифровку прямобочного шлицевого
соединения и определить номинальные размеры его элементов. 2. По таблицам стандартов найти
предельные отклонения полей допусков центрирующего и нецентрирующего диаметров,
а также размера b. 3. Вычислить предельные размеры всех
элементов, их допуски и предельные значения зазоров или натягов, получаемых в
соединениях по центрирующему диаметру и боковым поверхностям зубьев. Дано:
Шлицевое соединение d-6x18x22 x 5 Произведем
расшифровку его условной записи. Заданное шлицевое соединение центрируется
внутреннему диаметру d, имеет число зубьев z =6, номинальное значение
внутреннего диаметра d = 18мм с посадкой,
наружного D =22 с посадкой ,толщину
зуба вала (ширину впадины втулки) b =5 мм с посадкой По
таблицам стандарта ГОСТ 25347-82 находим предельные отклонения диаметров и
размера b втулки и вала. Имеем: а)
для шлицевой втулки: внутренний
диаметр d=18Н7(+0. 018) наружный
диаметр D = 22Н12(+0,21) ширина
впадины b= 5F8 () б)для
шлицевого вала: внутренний
диаметр d=18h7(-0. 018) наружный
диаметр D = 22a11() толщина
зуба b=5d8() Вычисляем
предельные размеры и допуски всех элементов, а также зазоры, получаемые в
соединениях по центрирующему диаметру и боковым поверхностям зубьев. а)
для шлицевой втулки внутренний
диаметр
dmах=d H +ES=18+0. 018=18. 018(мм) (4.1)=d H +EI =18+0 =
18 (мм) (4.2) d
= d max d=ES-EI (4.3) d =18. 018-18=0. 018(мм) наружный диаметр
Dmах=D H +ES=22+0. 21=22. 21 (мм) (4.4)=D H +EI =
22+0=22 (мм) (4.5) D
= D max -D mln =ES-EI (4.6) D =22. 21-22=0. 21(мм) ширина впадины
Bmах=B H +ES=5+0. 028=5. 028 (мм) (4.7)=B H +EI =5+0. 01=5. 01 (мм) (4.8) T B = B max -B mln =ES-EI (4.9) T B =5. 028-5. 01=0. 018 (мм) б) для шлицевого вала: внутренний диаметр
dmax = d H +es=18+0=18(мм) (4.10) d min = d H +ei = 18+(-0. 018) =17. 982(мм) (4.11)
T d = D max -D mln =ES-EI ;
T d =18-17. 982 =0. 018 (мм) (4.12)
наружный диаметр D H +es=22+(-0. 3)=21. 7(мм) (4.13) D min = D H +ei = 22+(-0,43) =21. 57(мм) (4.15) T d = D max -D mln =ES-EI (4.16)
T d = 21. 7-21. 57=0. 13 (мм) толщина зуба B H +es=5+(-0. 03)=4. 97(мм) (4.17) b min = b H +ei =5+(-0. 048)=4. 952(мм) (4.18) T b = b max -b mln =ES-EI (4.19) b = 4. 97-4. 952 =0,018 (мм) Определяем зазоры а) внутренний диаметр S max = ES-ei=0. 018-(-0. 018)=0. 036(мм) (4.20) N max = es- EI=0- 0 =0 (мм) (4.21) Определяем допуск посадки;
T s(N) =N max +S max =T D +T d (4.21) (N) = 0. 036+0=0. 036 (мм) б) наружный диаметр max = ES-ei=0,21-(-0,43)=0. 64(мм) (4.22) S min =EI- es=0-(-0. 3) =0.
3(мм) (4.23)
Определяем допуск посадки;
T s =S max -S min =T D +T d
(4.24)
Ts = 0. 64-0. 3= 0. 34(мм) в) по размеру b
S max = ES-ei=0,028-(-0,048)=0,076
(мм) (4.25) S min =EI- es=0,01-(-0. 03)
=0. 04(мм) (4.26) Определяем допуск посадки;
T s =S max -S min =T D +T d
(4.27)
Ts = 0. 076-0. 04= 0,036(мм)
5. Расчет линейных размерных цепей вероятностным методом
Для сборочной размерной цепи с замыкающим звеном Г ∆
определить допуски и предельные отклонения составляющих звеньев. 1.
Замыкающее звено имеет допуск: Г ∆ = 1() 2. Рассеивание действительных размеров всех звеньев подчиняется нормальному
закону. Процент риска выхода размеров замыкающего звена за границы допуска -
Р=0,1%. Построим размерную цепь, т. е. найдем ее составляющие звенья. Делая обход
по контуру от замыкающего звена, установим поверхности касания примыкающих
деталей. Запишем размерные связи следующим образом: замыкающее звено - крышка правого подшипника; крышка правого подшипника - прокладка; прокладка - корпус; корпус - стенка корпуса левая; стенка корпуса левая - втулка левая; втулка левая - барабан; барабан - шейка вала; шейка вала - подшипник правый; подшипник правый - правая распорная втулка; правая распорная втулка - замыкающее звено. Размерную цепь составляют размеры между поверхностями касания каждой из
указанных деталей: Г 1 =334мм; Г 2 =27 мм; Г 3 =58 мм; Г 4
=255мм; Г 5 =24 мм; Г 6 =23 -0. 1 мм; Г 7
=6 мм; Г 8 = 18 мм; Г 9 = 24 мм. Размерная цепь включат девять составляющих звеньев, из которых звенья Г 1 ,
Г 2 , Г 9 и являются уменьшающими, а звенья Г 3 …Г 8
увеличивающими. Проверим правильность составления размерной цепи по формуле:
Где
m - число увеличивающих звеньев, n - число уменьшающих звеньев. Г ∆ =
(Г 1 +Г 2 +Г 9) -(Г 3 +Г 4 +Г 5 +Г 6 +Г 7 +Г 8)
= =(334+27+24)
- (58+255+24+23+6+18) = 1 мм. Полученное
значение номинального размера замыкающего звена соответствует заданному.
Следовательно, размерная цепь составлена правильно. Определим
допуск замыкающего звена: Т ∆
= В ∆ - Н ∆ = 300 - (-900) = 1200 мкм. Определим
коэффициент точности размерной цепи по формуле:
где
- среднее значение коэффициента относительного
рассеивания размеров составляющих звеньев. Так как по условию рассеивание
действительных размеров звеньев подчиняется нормальному закону, принимаем =1/3; Коэффициент риска, = 3. 29 (см. таб. 3. 1. ). Значение единиц допуска (см. таб. 2.
1. ), мкм. 1 =3. 54 мкм; i 2 =1. 31 мкм; i 3 =1.
86 мкм; i 4 =3. 22 мкм; i 5 =1. 31 мкм; i 7 =0.
73 мкм; i 8 =1. 08 мкм; i 9 =1.
31 мкм. Тогда:
Сопоставляя
полученное значение а с с данными табл. 2. 2 , устанавливаем, что
оно несколько отличается от стандартное значение а, соответствующее 12
квалитету. Следовательно, неизвестные допуски назначим по данному квалитету, а
корректировку допусков выполним за счет наиболее простого в изготовлении звена.
Примем в качестве корректирующего звена размер длины корпуса - звено Г 1
= 334 мм, а на остальные (кроме Г 6 назначим стандартные допуски). с 1
= (с 2 +с 9) - (с 3 + с 4 + с 5+ с 6 +с 7 +с 8) - с ∆ = =
(-0,105 -0. 105) - (-0. 15+0-0. 26-0. 05-0. 06-0. 09) + 0. 3 = 0. 7 мм. Теперь
устанавливаем предельные отклонения звена Е 3: Таким
образом, корректирующее звено имеет предельные отклонения: Производим
проверку правильности расчета размерной цепи
Полученному
значению коэффициента риска соответствует процент риска Р=0,1%, что равно
заданному. Значит,
для заданной точности замыкающего звена назначенные по 12-му квалитету допуски
на размеры составляющих звеньев вполне приемлемы. посадка
подшипник зазор стандартизация
Литература
1.
Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения. Часть 1 Метод. указ.
/Сост. В. А. Орловский. , Белорусская с. -х. акад. . -Горки, 1986. 47с. Серый И. С.
Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения -М. : Агропромтиздат
1987. -365с. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения: Метод. указ. Часть 2
/Сост. Н. С. Троян, Белорусская с. -х. акад. . -Горки, 1986. -48с. . Взаимозаменяемость
стандартизация и технические измерения: Метод. указ. Часть 3 /Сост. Н. С.
Троян. , Белорусская с. -х. акад. . -Горки, 1991. -36с. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ И ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ
Скачать книгу в формате «pdf» вы можете в конце описания.
Глава 1. Основные понятия о взаимозаменяемости я системах допусков и посадок
1.1. Понятие о взаимозаменяемости и ее видах Глава 2. Основные понятия о стандартизации
2.1. Государственная система стандартизации Глава 3. Методические основы стандартизации
3.1. Принципы, определяющие научную организацию работ по стандартизации Глава 4. Стандартизация и качество машин
4.1. Понятие о качестве и показателях качества продукции Глава 5. Метрология и технические измерения
5.1. Общие понятия Глава 6. Принципы построения средств измерения и контроля
6.1. Выбор точности Глава 7. Автоматизация процессов измерения, контроля, выбора и обработки результатов
7.1. Автоматизированные приспособление Глава 8. Нормирование, методы и средства измерения и контроля отклонений формы, расположения, шероховатости и волнистости поверхностей деталей
6.1. Классификация отклонений геометрических параметров деталей Глава 9. Взаимозаменяемость, методы и средства измерения в контроля гладких цилиндрических соединений
9.1. Основные эксплуатационные требования н система допусков ы посадок гладких цилиндрических соединений Глава 10. Допуски углов. Взаимозаменяемость конических соединений
10.1. Система допусков углов Глава 11. Расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи
11.1. Классификация размерных цепей. Основные термины н определения Глава 12. Взаимозаменяемость, методы и средства измерения и контроля резьбовых соединений
12.1. Основные эксплуатационные требования к резьбовым соединениям Глава 13. Взаимозаменяемость, методы я средства измерения и контроля зубчатых и червячных передач
13.1. Основные эксплуатационные и точностные требования к зубчатым передачам Глава 14. Взаимозаменяемость шпоночных и шлицевых соединений
14.1. Допуски и посадки шпоночных соединений Введение 1 Цель работы 2 Данные для расчета 4 Расчет резьбового соединения 5 Посадки подшипников качения 6 Расчет размерных цепей Литература Введение
При современном развитии науки и техники, при организованном массовой производстве стандартизация, основанная на широком внедрении принципов взаимозаменяемости, является одним из наиболее эффективных средств, способствующих прогрессу во всех областях хозяйственной деятельности и повышению качества выпускаемой продукции. Данная курсовая работа выполнена с целью закрепления теоретических положений курса, излагаемых в лекциях и обучение самостоятельной работе со справочной литературой. 1 Цель работы
1.1 Для указанного в задании сопряжения рассчитать и подобрать стандартную посадку с натягом или зазором 1.2 Для узла подшипника качения, имеющего постоянную по направлению нагрузку, рассчитать посадку для циркуляционно – нагруженного кольца и подобрать посадку для местно нагруженного кольца. 1.3 Вычертить схемы расположения полей допусков на кольца подшипников, вала и корпуса. Для данного резьбового соединения определить все номинальные значения параметров резьбы, допуски и отклонения. 2 Расчет посадки с натягом
Расчет посадок с натягом выполняется с целью обеспечить прочность соединения, то есть отсутствие смещений сопрягаемых деталей под действием внешних нагрузок, и прочность сопрягаемых деталей. Исходные данные для расчета берутся из задания и сводятся в таблицу 1. Таблица 1 – Исходные данные для расчета посадок с натягом Обозначение в формулах Номинальный размер соедине- Коэффициент Пуассона мате- Риала втулки Коэффициент Пуассона мате- Риала вала Наименьший расчет натяга определяется из условия обеспечения прочности соединения (неподвижности), из условия обеспечения служебного назначения соединения /1, с.333/. Только при действии Т
только при действии F
а
При одновременном действии F a
и Т:
По полученным значениям Р
определяется необходимая величина наименьшего расчетного натяга где Е 1
, Е 2
– модуль упругости материалов охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей соответственно, в Н/м 2
; с 1
, с 2
– коэффициенты Ляме, определяемые по формулам Определяется величина минимального допускаемого натяга /1, с.335/ где g
ш
– поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения, g
t
– поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей t
0
и t d
и температуры сборки t
сб
, различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей (a
D
и a
d
), Здесь D
t D
=
t D
- 20
°
- разность между рабочей температурой детали с отверстием и нормальной температурой; D
t d
=
t d
- 20
°
- разность между температурой вала и нормальной температурой; a
D
, a
d
–
коэффициенты линейного расширения материалов деталей с отверстием и вала. g
ц
– поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил; для сплошного вала и одинаковых материалов соединяемых деталей где u
- окружная скорость на наружной поверхности втулки, м/с
; r
- плотность материала, г
/см
3 . g
п
– добавка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках; определяется опытным путем. Определяем максимальное допускаемое удельное давление В качестве Определяется величина наибольшего расчетного натяга Определяется величина максимального допустимого натяга с учетом поправок где g
уд
– коэффициент увеличения удельного давления у торцов охватывающей детали; g
t
– поправка, учитывающая рабочую температуру, которую следует учитывать если натяг увеличится. Выбирается посадка из таблиц системы допусков и посадок /1,с.153/. Условия подбора посадки следующие: – максимальный натяг – минимальный натяг Расчитывается необходимое усилие при запрессовке собираемых деталей, где f n
– коэффициент трения при запрессовке, f n
=(1,15…1,2)f
; P max
– максимальное удельное давление при максимальном натяге По полученным данным (Приложение Б) чертим схему расположения полей допусков “отверстия” и “вала”. Схема к расчету посадки с натягом показана на рисунке 1. Рисунок 1 – Схема к расчету посадки с натягом Расчет посадок с натягом выполнен на ЭВМ и результат расчета приведен в (приложении Б). Выбираем посадку по таблицам системы допусков и посадок. Условия подбора следующие: а) максимальный натяг N max в подобранной посадке должен быть не более : б) минимальный натяг N min в подобранной посадке должен быть больше : Так как условие минимума выполняется, то выбираем данную посадку. Графическое расположение полей допусков посадки d50 H8/g8 показано на рисунке 2. Тест 22
. Допуск посадки определяется за формулой: Тест 7
. Стандарты на методы контроля: устанавливают организационно-методические и в общих чертах технические положения для определенной отрасли стандартизации, а также сроки и определения, в общих чертах технические требования, нормы и правила; устанавливают требования к группе однородной или конкретной продукции, услуги, которые обеспечивают ее соответствие своему назначению; устанавливают основные требования к последовательности и методам выполнения разных работ в процессах, которые используются в разновидностях деятельности и обеспечивают соответствие процесса его назначения; устанавливают последовательность работ, способ и технические средства выполнения для разновидностей и объектов контроля продукции, процессов, услуг. Тест 8
. Расшифруйте обозначение стандарта ДСТУ ISO государственные стандарты Украины, утвержденные Госстандартом Украины; государственные стандарты, через которые внедрены стандарты Международной организации из стандартизации; государственный стандарт Украины, принятый Межгосударственным Советом; государственные стандарты утверждены Минстройархитектуры Украины. Тест 15
. К какой конструктивной группе относится микрометрический нутромер К группе рычажно-механических инструментов К группе индикаторных инструментов К группе микрометрических инструментов К группе оптико-механических инструментов Тест 20
. Микрометрический винт имеет резьбу с точным шагом Тест 21
. Полная взаимозаменяемость характеризуется тем, что... Детали для соединений высокой точности изготовляют с сознательно сниженной точностью или допускают подгонку одной из деталей Деталь, кроме того, что она занимает свое место в машине без дополнительных операций обработки, еще и выполняет свои функции в соответствии с техническими требованиями. В процессе составления не должно бть никаких подгоночных или регулировочных операций Взаимозаменяемость по размерам, форме, взаимном расположением поверхностей и осей деталей и шероховатостью их поверхностей Тест 22
. Наименьший натяг посадки определяют из зависимости: 69 На чертеже детали предельные отклонения указаны так: D - 0,012 . Укажите верный допуск. 70 На чертеже детали размер указаны так: Ф 24 - 0,012 . Укажите наибольший предельный размер. 71 На чертеже детали размер указаны так: Ф 24 - 0,012 . Укажите наименьший предельный размер. 72 Задано: номинальный размер d n = 40 мм, наибольший предельный размер d m а х = 40,016 мм, допуск Тd = 0,026 мм. Определить наименьший предельный размер 73 Задано: номинальный размер d n =230 мм, нижнее отклонение – 0,016 мм, допуск Тd = 0,026 мм. Определить верхнее отклонение 74 Задано: номинальный размер d n =10 мм, наименьший предельный размер d m i n = 10,015 мм, допуск Тd = 0,026 мм. Определить наибольший предельный размер 75 На чертеже размер отверстия проставлен Ф 56 + 0,00 5 , действительный размер 56,15 мм. Определить годность отверстия 2) брак неисправим 3) брак исправим 76 На чертеже размер отверстия проставлен Ф 56 + 0,00 5 , действительный размер 56,010 мм. Определить годность отверстия 2) брак неисправим 3) брак исправим 77 На чертеже размер отверстия проставлен Ф 56 + 0,00 5 , действительный размер 56,00 мм. Определить годность отверстия 2) брак неисправим 3) брак исправим 78 На чертеже размер вала проставлен Ф 35 , действительный размер 35,00 мм. Определить годность вала 2) брак неисправим 3) брак исправим 79 На чертеже размер вала проставлен Ф 35 + 0,00 5 , действительный размер 35,00 мм. Определить годность вала 2) брак неисправим 3) брак исправим 80 На чертеже размер вала проставлен Ф 35 + 0,00 5 , действительный размер 35,15 мм. Определить годность вала 2) брак неисправим 3) брак исправим 81 На чертеже размер вала проставлен Ф 35 + 0,00 5 , размеры замеренной детали 35,015 мм и 35,005 мм. Определить годность вала, если отклонение от круглости не более половины допуска. 2) брак неисправим 3) брак исправим 82 На чертеже размер вала проставлен Ф 35 + 0,00 5 , размеры замеренной детали 35,008 мм и 35,005 мм. Определить годность вала, если отклонение от круглости не более половины допуска. 2) брак неисправим 3) брак исправим 83 На чертеже размер вала проставлен Ф 35 + 0,00 5 , размеры замеренной детали 35,00 мм и 35,005 мм. Определить годность вала, если отклонение от круглости не более половины допуска. 2) брак неисправим 3) брак исправим 84 На чертеже размер вала проставлен Ф 35 + 0,00 5 , размеры замеренной детали 35,019 мм и 35,020 мм. Определить годность вала, если отклонение от круглости не более половины допуска. 2) брак неисправим 3) брак исправим 85 На чертеже размер отверстия проставлен Ф 35 + 0,00 5 , размеры замеренной детали 35,015 мм и 35,005 мм. Определить годность отверстия, если отклонение от круглости не более половины допуска. 2) брак неисправим 3) брак исправим 86 На чертеже размер отверстия проставлен Ф 35 + 0,00 5 , размеры замеренной детали 35,014 мм и 35,010 мм. Определить годность отверстия, если отклонение от круглости не более половины допуска. 2) брак неисправим 3) брак исправим 87 На чертеже размер отверстия проставлен Ф 35 + 0,00 5 , размеры замеренной детали 35,015 мм и 35,018 мм. Определить годность отверстия, если отклонение от круглости не более половины допуска. 2) брак неисправим 3) брак исправим 88 Диаметр отверстия на чертеже обозначен 100 + 0,02. При каком из указанных действительных размеров деталь следует забраковать?Таблица 2.1 -
Размерные характеристики подшипников качения
Таблица 3.1 - Размерные характеристики шпоночного соединения
Таблица 4.1 - Размерные характеристики шлицевого соединения
Подобные документы
(1.1)
(мкм 2)
=79 (мкм)
(1.3)
(1.7)
(1.8)
(2.1)
Таблица 2.1
Размерные характеристики подшипников качения
мм; (5.1)
(5.2)
1.2. Понятие о номинальном, действительном я предельных размерах, предельных отклонениях, допусках и посадках
1.3. Единые принципы построения систем допусков и посадок для типовых соединений деталей машин и других изделий
1.4. Функциональная взаимозаменяемость
1.5. Принципы выбора допусков н посадок
2.2. Краткие сведения о международной стандартизации
3.2. Стандартизация параметрических рядов машин
3.3. Унификация и агрегатирование машин. Показатели уровня унификации и стандартизации
3.4. Комплексная к опережающая стандартизация
3.5. Комплексные системы общетехнических стандартов
3.6. Классификация и кодирование технико-экономической информации
3.7. Стандартизация изделий и сборочных единиц по негеометрическим параметрам
3.6. Роль унификации, агрегатирования и стандартизации в повышении качества машин и экономичности их производства, Экономическая эффективность стандартизации
4.2. Методы оценки уровня качества машин. Оптимальный уровень качества
4.3. Статистические показатели качества продукции
4.4. Статистические методы управления качеством продукции
4.5. Системы управления качеством продукции
4.6. Аттестация качества промышленной продукции
4.7. Математическая модель оптимизации параметров объектов стандартизации
5.2. Эталоны. Меры длины и угловые меры
5.3. Универсальные измерительные средства
5.4. Методы планирования измерений
5.5. Критерии оценки погрешностей измерения
6.2. Принцип инверсии
6.3. Принципы построения средств измерения и контроля
6.4. Принцип совмещения функций контроля с функциями управления технологическими процессами
7.2. Контрольные полуавтоматические машины и автоматические системы
7.3. Устройства активного контроля я самонастраивающиеся контрольные системы
7.4. Автоматизация обработки результатов измерений и проектирования процессов контроля
8.2. Система нормирования отклонений формы н расположения поверхностей деталей
8.3. Обозначение на чертежах допусков формы и расположения поверхностей деталей
8.4. Система нормирования и обозначения шероховатости поверхности
8.5. Волнистость поверхностей деталей
8.6. Влияние шероховатости, волнистости, отклонений формы и расположения поверхностей деталей на взаимозаменяемость н качество машин
8.7. Методы и средства измерения н контроля отклонений формы, расположения н шероховатости поверхностей
9.2. Обозначение предельных отклонения и посадок на чертежах
9.3. Расчет н выбор посадок
9.4. Применение ЭВМ для расчета посадок
9.6. Система допусков и посадок для подшипников качения
9.6. Калибры гладкие для размеров до 600 мм
10.2. Система допусков н посадок конических соединений
10.3. Методы и средства контроля углов и конусов
11.2. Метод расчета размерных целей, обеспечивающий полную взаимозаменяемость
11.3. Теоретико-вероятностный метод расчета размерных испей
11.4. Метод групповой взаимозаменяемости. Селективная сборка
11.5. Методы регулирования и пригонки
116. Расчет плоских и пространственных размерных цепей
11.7. Применение ЭВМ для решения размерных цепей
12.2. Основные параметры и краткая характеристика крепежных цилиндрических резьб
12.3. Общие принципы обеспечения взаимозаменяемости цилиндрических резьб
12.4. Системы допусков и посадок метрических резьб
12.5. Влияние точности изготовления резьбы на прочность резьбовых соединений
12.6. Характеристика и взаимозаменяемость кинематических резьб
12.7. Методы и средства контроля и измерения точности цилиндрических резьб
13.2. Система допусков для цилиндрических зубчатых передач
13.3. Допуски зубчатых конических передач
13.4. Допуски червячных цилиндрических передач
13.5. Методы и средства измерения и контроля зубчатых колее и передач
14.2. Допуски и посадки шлицевых соединений
14.3. Контроль точности шлицевых соединений3 Расчет калибров
Наименование величины
Численная величина
Единица измерения
Крутящий момент
T
256
Н
×
м
Осевая сила
F a
0
Н
d
н.с
50
мм
Внутренний диаметр вала
D
1
40
мм
Наружный диаметр втулки
D
2
72
мм
Длина сопряжения
l
40
мм
Коэффициент трения
f
0,08
Модуль упругости материала втулки
E
1
0,9×10 11
Н/м 2
Модуль упругости материала вала
E
2
2×10 11
Н/м 2
m
1
0,33
m
2
0,3
Предел текучести материала втулки
s
T
1
20×10 7
Н/м 2
Предел текучести материала вала
s
T
2
800×10 7
Н/м 2
Шероховатость втулки
R zD
2,5
мкм
Шероховатость вала
R zd
1,3
мкм
Тесты с ответами по дисциплине «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» Вариант № 2
Расчетные задачи тесты
