Студопедия

Главная страница Случайная страница

Разделы сайта

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника






Курсовая работа






по дисциплине

«Метрология, стандартизация и сертификация»

 

Пояснительная записка

ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

 

 

Студент группы. ТМ2-101-0С Артемьев А.А.

 

Руководитель курсовой

работы Свиридов В.Г.

 

 

Воронеж 2013

 

Лист замечаний

 

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ


РЕФЕРАТ

 

Курсовая работа содержит 48 с., 18 рис., 11 таблиц, 8 использованных источников, 5 приложений.

 

Соединения гладкие, шпоночные, резьбовые, допуски, посадки, контроль, приборы, размеры обозначения, измерения, размерные цепи, схемы сертификации, заявка на сертификацию, сертификат соответствия.

 

Цель работы: научиться определять предельные отклонения, предельные размеры, допуски и посадки гладких цилиндрических, шпоночных, резьбовых соединений; выполнять расчеты размерных цепей; научиться обозначать на чертежах и эскизах допуски и посадки; уметь выбирать универсальные средства для контроля размеров деталей; научиться выбирать схему сертификации; освоить принципы составления заявки на сертификацию и оформления сертификата соответствия.

 

Метод выполнения работы состоит в решении задач индивидуального технического задания с использованием таблиц и ГОСТов ЕСДП и других нормативных документов, сведенных в справочники.

 

Результатом выполненной работы являются: выбранные посадки; найденные величины предельных размеров, допусков, видов и параметров посадок различных соединений; построенные схемы расположения полей допусков; выбранные универсальные измерительные средства для контроля размеров деталей, входящих в соединения; выполненные эскизы и чертежи различных соединений и деталей с указанием шероховатости поверхностей и параметров отклонений формы; выполненный расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи; составленная заявка на сертификацию; оформленный сертификат соответствия в соответствии с заявкой.


 

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

Введение.......................................7

 

1 Расчет и выбор посадки с натягом....................... 8

 

2 Расчет и выбор посадки подшипника качения на вал и в корпус...... 14

 

3 Выбор посадок шпоночного соединения...................24

 

4 Определение допусков и посадок шлицевого соединения......... 27

 

5 Определение допусков и посадок резьбового соединения......... 33

 

6 Расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи.......... 36

 

7 Составление заявки на получение сертификата соответствия........ 42

 

Заключение................................... 47

 

Библиографический список.......................... 48

 

Приложения..................................49

 

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ  
Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

 


ВВЕДЕНИЕ

 

При изучении общепрофессиональных дисциплин «Метрология, стандартизация и сертификация» (МСиС) студентам специальности 151000.62 – «Машины и оборудование лесного комплекса» необходимо научиться: выполнять и читать технические схемы, чертежи и эскизы деталей, узлов и агрегатов машин, сборочные чертежи; выбирать допуски и посадки гладких цилиндрических, шпоночных и резьбовых соединений; выполнять расчеты размерных цепей; знать принципы выбора схем сертификации и уметь составлять заявку на сертификацию.

Курсовая работа охватывает наиболее важные разделы дисциплины и включает в себя семь задач:

1. Расчет и выбор посадки с натягом.

2. Расчет и выбор посадки подшипника качения на вал и в корпус.

3. Выбор посадок шпоночного соединения.

4. Определение допусков и посадок шлицевого соединения.

5. Определение допусков и посадок резьбового соединения.

6. Расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи.

7. Составление заявки на получение сертификата соответствия.

При выполнении курсовой работы студент приобретает практические навыки: в расшифровке посадок и обозначении их на чертежах; в выборе универсальных измерительных инструментов для контроля деталей гладких цилиндрических соединений; в расчете и выборе посадок подшипников в зависимости от вида нагружения; в определении исполнительных размеров калибров; в обозначении посадок подшипников на чертежах; в выборе и обозначении на чертежах посадок шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений; в расчете допусков размеров, входящих в размерные цепи и обозначении их на чертежах; в выборе схем сертификации; в принципах составления заявки на сертификацию и оформления сертификата соответствия.

 

1 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С НАТЯГОМ

 

1.1 Исходные данные для расчета и выбора посадки с натягом представлены в таблице 1.1

 

Таблица 1.1 – Исходные данные для расчета посадки с натягом

Диаметры, мм Длина соеди-нения, l, мм Нагружение Материалы
Номи- наль- ный, dН Внут- ренний вала, d1 Наруж- ный корпуса, d2 Крутящий момент, Мкр,,, Н м Осевая сила, Foc, Н Вала Корпу-са
            Бр 04 Ц4 С17 Сталь 45

 

1.2 Используя исходные данные (таблица 1.1.), выполним расчет и обоснование посадки с натягом.

Настоящий пример представляет собой наиболее распространенные случаи, когда посадку с натягом приходится рассчитывать для гладкого цилиндрического соединения, состоящего из полого вала и корпуса (рисунок 1.1).

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

Рисунок 1.1 – Эскиз к расчету посадки с натягом.

 

В посадке с натягом должна быть гарантирована неподвижность соединения в процессе эксплуатации без дополнительного крепления его деталей.

При запрессовке деталей происходит упругое деформирование корпуса и вала. От возникающих напряжений в соединяемых деталях создается давление Рэ – которое должно обеспечить неподвижность соединения при эксплуатации. Для того, чтобы не произошло относительного смещения деталей в соединении, при нагружении осевой силой Fос и крутящим моментом Мкр необходимо выполнение неравенства

√ Fос2 + (2Мкр/dн)2

Рэ ≥ —————————, (1.1)

π · dн · l · ƒ

где РЭ – давление, обеспечивающее неподвижность соединения при эксплуатации, Па;

dН – номинальный диаметр, м;

l – длина соединения, м;

Fос - осевая сила, Н;

Mкр крутящий момент, Н · м;

f – коэффициент трения (сцепления) сопрягаемых деталей.

Приняв f = 0, 08 [3, таблица 8], сила давления РЭ будет равна:

√ 1842 + (2 · 75/0, 13)2

Рэ ≥ ——————————— = 0, 398 · 106 Па.

3, 14 · 0, 13 · 0, 09 · 0, 08

Натяг, способный обеспечить требуемое давление, определим по формуле:

С1 С2

Nmin.p = PЭ· dн —— + ——, (1.2)

Е1 Е2

где Nmin.p - наименьший расчетный натяг, мкм;

Е1и Е2 – величины модулей упругости первого рода материала вала и корпуса;

С1 и С2 – коэффициенты Ламе для вала и корпуса вычислим по формулам:

1 + (d1 / dн)2

С1 = ————— - μ 1; (1.3)

1 - (d1 / dн)2

1 + (dн / d2)2

С2 = ————— - μ 2 , (1.4)

1 - (dн / d2)2

где µ1, µ2 – коэффициенты Пуассона материала вала и корпуса.

Приняв коэффициенты Пуассона из [3, таблицы 9] для бронзы µ1 = 0, 33; для стали µ2 = 0, 28 и подставив их в формулы (1.3) и (1.4) получим:

1 + (110/130)2

С1 = —————— - 0, 33 = 5, 7;

1 - (110/130)2

 

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
1 + (130/190)2

С2 = ——————— - 0, 28 = 2, 48.

1 - (130/190)2

Полученные значения коэффициентов Ламе и модули упругости из [3, таблица 9]:

для для бронзы Е1 = 1, 1 • 1011 Па; стали Е2 = 2, 1 • 1011 Па подставим в формулу (1.2) и найдем наименьший расчетный натяг

Nmin.p = 0, 398·106 • 0, 13 • (5, 7 / 1, 1• 1011 + 2, 48 /2, 1• 1011) = 3, 29 мкм.

Величина поправки u на смятие неровностей контактных поверхностей, определяется из выражения

u = k1 Ra1 + k2Ra2, (1.5)

где Ra1и Ra2параметры шероховатостей, охватываемой и охватывающей поверхностей, мкм;

k1 и k2 – коэффициенты, учитывающие высоту смятия неровностей контактных поверхностей. При Ra> 1, 25 k = 5. При Ra ≤ 1, 25 k = 6.

С учетом поправки u наименьший фактический натяг Nmin можно определить, используя формулу

Nmin.ф = Nmin.p + u. (1.6)

Для нашего примера назначим для отверстия и вала предварительно IT7 и по [3, таблица 4] выберем параметры шероховатости по уровню точности С для вала Ra1 = 1, 6 мкм и для втулки Ra2 = 1, 6 мкм.

Тогда k1 = k2 = 5. Подставив принятые величины в формулы (1.5) и (1.6), получим

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
u = 5 • 1, 6 + 5 • 1, 6 = 16 мкм.

Nmin= 3, 29 + 16 = 19, 29 мкм.

Для обеспечения прочности сопрягаемых деталей при запрессовке необходимо, чтобы отсутствовали пластические деформации на контактных поверхностях вала и корпуса и выполнялись условия:

[P1]≤ 0, 58 σ Т1 [1 – (d1/dн)2]; (1.7)

[P2] ≤ 0, 58σ Т2 [1 – (dн/d2)2], (1.8)

где [P1] и [P2] – допускаемые давления, Па; σ Т1 и σ Т2 – пределы текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей [3, таблица 10]:

σ Т1 = 1, 47·108 Па – для бронзы Бр 04 Ц4 С17; σ Т2 = 3, 55·108 Па – для стали 45.

Подставив найденные значения пределов текучести заданных материалов σ Т1 и σ Т2 в формулы (1.7) и (1.8), получим

[P1] ≤ 0, 58 · 1, 47 · 108 ·[ 1 – (110/130)2 ] = 0, 242 · 108 Па;

[P2] ≤ 0, 58 · 3, 55 · 108 ·[ 1 – (130/190)2 ] = 1, 095 · 108 Па.

Наименьшее из двух значений [P1] = [Pmin] = 0, 242 ·108 Па, т.е. смятие вала может произойти при меньшем давлении и оно является определяющим при выборе посадки.

Тогда наибольший расчетный натяг

C1 C2

Nmax.p= [Pmin]·dн — + — (1.9)

E1 E2.

Подставив в формулу (1.9) ранее найденные величины [Pmin], dн, С1, С2, Е1 и Е2 вычислим наибольший расчетный натяг

5, 7 2, 48

Nmax.p = 0, 242 ·108 · 0, 13· ——— + ——— = 0, 2 · 10-3м = 200 мкм.

1, 1·1011 2, 1·1011

С достаточной для практики точностью можно принять, что наибольший расчетный натяг

Nmax.p и наибольший фактический Nmax натяги приближенно равны

Nmax.p Nmax(1.10)

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
Это допущение объясняется тем, что поправка на смятие микронеровностей – u требует увеличения Nmax, а поправка на увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали оказывает противоположное влияние на Nmax, т.е. они практически взаимно уничтожают друг друга. К тому же в процентном выражении эти и другие поправки не существенны по сравнению с Nmax.p., что позволяет использовать для дальнейших расчетов Nmax.p.

При выборе посадки должны выполняться неравенства между:

наименьшим табличными и фактическим натягами

Nmin> Nmin; (1.11)

наибольшим табличным и расчетным натягами

Nmax < Nmax.p. (1.12)

Также может выполняться условие

ЗНП (2-4)· ЗПР, (1.13)

где ЗНП = Nmin - Nmin запас неподвижности соединения при эксплуатации;

ЗПР = Nmax.p - Nmax.Т. – запас прочности соединения при сборке.

При выборе посадки по [3, таблица 11] подходит Ø 130Н7/t6, где

Nmax.Т. = 147 мкм, Nmin = 82 мкм, т.е. соблюдаются равенства (1.11) и (1.12):

При этом ЗНП = 82 – 19, 29 = 68, 71 мкм, а ЗПР = 200 - 162 = 38 мкм, т.е.

ЗНППР = 68, 71/38 = 1, 8, что не позволяет принять выбранную посадку, т.к. не выполняется условие (1.13).

Воспользуемся для выбора посадки таблицами [3, таблица 1, 2, 3]. Назначим отверстие Ø 130Н8, а для увеличения запаса неподвижности выберем вал с основным отклонением Ø 130t8 (еi = +122 мкм) и величиной допуска

IT8 = 63 мкм. Тогда верхнее отклонение es = ei + IT8 = +122 + 63 = 185 мкм, наименьший табличный натяг Nmin = ei – ES = +122 – 63 = 59 мкм,

а наибольший табличный натяг Nmax = es – EI = +185 – 0 = 185 мкм.

Корректируем параметры шероховатости по уровню точности С для вала Ra1 = 1, 6 мкм и для втулки Ra2 = 1, 6 мкм. Тогда k1 = k2 = 5. Подставив принятые величины в формулы (1.5) и (1.6), получим

u = 5 • 1, 6 + 5 • 1, 6 = 16 мкм.

Nmin= 3, 29 + 16 = 19, 29 мкм.

Тогда запас неподвижности соединения

ЗНП = 59 – 19, 29 = 39, 71 мкм,

а запас прочности

ЗПР = 200 – 185 = 15 мкм.

Соотношение ЗНППР = 39, 71/15 = 2, 65, что обеспечивает большую, чем в предыдущем случае надежность эксплуатации посадки с натягом.

 

1.3 Используя результаты расчета и выбора посадки с натягом построим схему расположения полей допусков гладкого цилиндрического соединения (рисунок 1.2).

Рисунок 1.2 – Схема расположения полей допусков соединения с натягом

Ø 130Н8/t8

 

1.4 Выполним эскиз (рисунок 1.3) гладкого цилиндрического соединения в сборе и деталей с простановкой размеров, обозначением шероховатости и отклонений формы поверхностей по уровню С [3, таблица 5].

Рисунок 1.3 – Гладкое цилиндрическое соединение: а – в сборе Ø 130Н8/t8;

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
б – корпус Ø 130Н8; в – вал-втулка Ø 130t8

1.5 Выберем универсальные средства измерения для отверстия и вала [3, таблица 7]. Результаты выбора представлены в таблице 1.2.

 

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
Таблица 1.2 – Результаты выбора универсальных средств измерения

Условное обозначе-ние отверстия, вала Вели-чина допус-ка IT, мкм Допуска-емая пог-решность измерения δ, мкм Универсальные средства измерения
Пределы допускаемой погрешности Δ lim, мкм Наименование и основные метрологические показатели
  Ø 130Н8       ±15 Нутромер индикаторный НИ 100-160-1 ГОСТ 868-82 с ценой деления 0, 01 мм диапазоном измере-ния 100-160 мм, класса точности 1
  Ø 130t8       ±10 Скоба индикаторная СИ- 200 ГОСТ 11098-75 с ценой деления 0, 01 мм и диапазоном измерения 100-200 мм

 

 

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
2 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ

НА ВАЛ И В КОРПУС

 

2.1 Исходные данные для расчета и выбора посадки подшипника качения на вал и в корпус в таблице 2.1.

 

Таблица 2.1 – Исходные данные для расчета и выбора посади подшипника

Обозначе-ние подшипника Радиальная нагрузка, F, H Вид нагружения Перегрузка подшипника %
внутренне-го кольца наружного кольца
  3, 1·103 местное   циркуляци-онное  

 

2.2 Определим основные размеры подшипника по ГОСТ 8338-75 [3, таблица 14]: d = 25 мм – диаметр внутреннего кольца; D = 47 мм – диаметр наружного кольца; B = 12 мм – ширина колец; r = 1 мм – радиус фаски. Класс точности подшипника - 0.

2.3 Выберем посадку циркуляционно-нагруженного кольца из условия интенсивности радиальной нагрузки по формуле

F

РF = ————— · k1·k2·k3, (2.1)

B - 2r

где РF- интенсивность радиальной нагрузки, Н/мм; k1 – динамический коэффициент; k2 – коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при полом вале и тонкостенном корпусе;

k3 – коэффициент неравномерности радиальной нагрузки.

Для заданных условий нагружения подшипникового узла выбираем коэффициенты: k1= 1, 8 - при перегрузке 300% [3, таблица 15]; k2 = 1 [3]; k3 = 1 - при однорядном подшипнике.

Подставив исходные данные в формулу (2.1), получим

PF = ————— ·1, 8·1·1 = 558 H/мм.

12 – 2·1

Используя полученное значение PF по [3, таблица 17] выбираем поле допуска отверстия корпуса К7, т.е. посадку наружного кольца подшипника и отверстия корпуса Ø 47К7/ l 0.

Для построения схемы расположения полей допусков посадки наружного кольца и отверстия корпуса (рисунок 2.1) по [3, таблица 19] найдем отклонения наружного кольца подшипника класса точности Р0 или 0 по среднему диаметру Dm: es = 0; ei = -11 мкм.

Предельные отклонения отверстия Ø 47К7 найдем по [3, таблица 3]. Основное отклонение верхнее ES = -2 + Δ = -2 + 9 = +7 мкм;

второе отклонение нижнее – EI = ES - IT7 = +7 – 25 = -18 мкм.

Вычислим предельные размеры:

наибольший и наименьший средние диаметры наружного кольца:

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
Dm max = Dm + es = 47 + 0 = 47 мм;

Dm min = Dm + ei = 47 + (-0, 011) = 46, 989 мм;

наибольший и наименьший диаметры отверстия:

Dmax = Dн + ES = 47 + 0, 007 = 47, 007 мм;

Dmin = Dн + EI = 47 + (-0, 018) = 46, 982 мм.

Натяги определим по формулам:

Nmax = Dm max – D min = 47 – 46, 982 = 0, 018 мм;

Nmin = Dm min – D max = 46, 989 – 47, 007 = - 0, 018 мм,

т.е. вместо наименьшего натяга получили зазор.

Рисунок 2.1 – Схема расположения полей допусков посадки наружного кольца подшипника и отверстия Ø 47К7/l0

 

2.4 Для гарантирования неподвижности соединения необходимо, чтобы наименьший табличный натяг циркуляционно-нагруженного кольца Nmin.T был больше или равен наименьшему расчетному натягу Nmin

Nmin.T ≥ Nmin. (2.2)

Наименьший расчетный натяг определим по формуле

13 · F · Kk

Nmin= —————, (2.3)

103(B-2r)

где Kk – конструктивный коэффициент, определяемый при циркуляционном нагружении наружного кольца по формуле

Kk= —————, (2.4)

1 – (D0/D)2

где D0 – приведенный диаметр

D - d

D0 = D - ———, (2.5)

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
Подставив исходные данные из пункта 2.2 в формулы (2.5) и (2.4), определим:

47 - 25

приведенный диаметр D0 = 47 - ———— = 41, 5 мкм;

конструктивный коэффициент Kk = —————— = 4, 54.

1 – (41, 5/47)2

После чего по формуле (2.3) рассчитаем наименьший натяг, гарантирующий неподвижность соединения

13·3100·4, 54

Nmin = —————— = 18, 3 мкм.

103·(12 - 2·1)

В ранее выбранной посадке Ø 47К7/ l 0 Nmin = -0.018 мм, т.е. не соблюдается условие (2.2), поэтому необходимо назначить другую посадку.

По [3, таблица21] выбираем посадку Ø 47P7/ l 0, для которой

Nmin.T. = 6мкм, а Nmax.T. = 42 мкм.

Построим схему расположения полей допусков для посадки Ø 47P7/ l 0 и определим ее основные параметры (рисунок 2.2).

Основное отклонение отверстия Ø 47P7 по [3, таблица 3]

верхнее ES = -26 +Δ = -26 + 9 = -17 мкм,

второе отклонение нижнее EI = ES - IT7 = -17 – 25 = -42 мкм.

Предельные размеры наружного кольца вычислены ранее (см. рисунок 2.1).

Наибольший и наименьший диаметры:

D max = Dн + ES = 47 + (-0, 017) = 46, 983 мм;

D min = Dн + EI = 47 + (- 0, 042) = 46, 958 мм.

Наибольший, наименьший и средний натяги находим по формулам:

Nmax = Dm max – D min = 47 – 46, 958 = 0, 042 мм;

Nmin = Dm min – D max = 46, 989 – 46, 983 = 0, 006 мм.

Nmax + Nmin 0, 042 + 0, 006

Nm = ————— = ——————— = 0, 024 мм = 24 мкм.

2 2

 

2.5 Проверим наличие зазора между телами качения и дорожками колец после осуществления посадки Sn (в мкм) при циркуляционном нагружении наружного кольца по формуле

Sn= Gr – δ /· D, (2.6)

где Gr – зазор в состоянии поставки, определяемый по формуле

Gr max + Gr min

Gr = ——————, (2.7)

где Gr max и Gr min – наибольший и наименьший зазоры, зависящие от группы зазоров (ГОСТ 24810-81) [3, таблица 22], δ /D – наиболее вероятностная деформация наружного кольца, определяемая по формуле

 

D0

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
δ / D = N в · —, (2.8)

D

где N в – вероятностный натяг принимаем

N в = 0, 85Nm. (2.9)

Рисунок 2.2- Схема расположения полей допусков посадки наружного кольца подшипника и отверстия Ø 47P7/ l 0

 

Если в результате расчетов полученная величина Sn > 0, то выбранная посадка при данной группе зазоров подшипника гарантирует наличие зазора после посадки, если Sn < 0, то следует выбрать подшипник из группы с большими зазорами.

Подставив в формулу (2.9) ранее вычисленные параметры, определим вероятностный натяг

N в = 0, 85 · 24 = 20, 4 мкм.

Вероятностную деформацию наружного кольца вычислим по (2.8)

41, 5

δ /D = 20, 4 · ——— = 18 мкм.

Следовательно, чтобы не произошло заклинивание шариков при посадке подшипника, средний (нормальный) радиальный зазор подшипника в состоянии поставки Gr должен быть больше 18 мкм. По [3, таблица 22] выбираем подшипник группы зазоров 7, у которого Gr min = 13 мкм, Gr max = 28 мкм. Подставив эти величины в формулу (2.7), получим

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ


13 + 28

Gr = ———- = 20, 5 мкм.

Тогда зазор между телами качения и дорожками колец после посадки (посадочный зазор) по формуле (2.6) будет равен

Sn = 20, 5 – 18 = 2, 5 мкм.

2.6 Проверим возможность разрушения циркуляционно-нагруженного наружного кольца при посадке по формуле

11, 4[σ р]· Kk·D

N доп = ———————, (2.10)

(2Kk – 2)·103

где N доп – допускаемый натяг, не вызывающий разрушения колец, мкм;

р] = 400 Н/м2 – допускаемые напряжения при растяжении подшипниковых сталей; Kk – конструктивный коэффициент.

Подставив исходные данные в формулу (2.10) получим

11, 4·400·4, 54·47

N доп = ———————— = 137, 43 мкм.

(2·4, 54-2) ·103

N доп > Nmax.T, значит выбранную посадку Ø 42Р7/ l 0 принимаем окончательно.

2.7 Определим силу запрессовки циркуляционно-нагруженного кольца по формуле

N в · f · E · π · B1

F = ———————, (2.11)

2Kk

где f - коэффициент трения при запрессовке, f = 0, 12…0, 15 при стальном вале и корпусе; Е – модуль упругости материалов вала и корпуса, для стали Е = 2 · 1011Па; В1 = В – 2r – ширина кольца, контактирующая с сопрягаемой поверхностью, м; Kk – конструктивный коэффициент.

Подставив исходные данные в формулу (2.11) получим

20, 4·10-6·0, 13·2·1011·3, 14·10·10-3

F= —————————————— = 18, 3·102Н = 1, 83 кН.

2·4, 54

Прессовое оборудование для запрессовки подшипников выберем согласно [3, таблица 23]. В нашем случае можно использовать ручной реечный или винтовой пресс усилием до 50 кН.

2.8 Выберем [3, таблица 23] посадку местно нагруженного кольца, исходя из вида нагружения, конструктивных особенностей. В рассматриваемом примере посадка внутреннего кольца на вал Ø 25L0/h6. Для построения схемы расположения полей допусков посадки внутреннего кольца на вал (рисунок 2.3) по [3, таблица 19] найдем отклонения внутреннего кольца подшипника класса точности Р0 или 0 по номинальному (среднему) диаметру dm: ES = 0, EI = -10 мкм. Предельные отклонения для диаметра вала Ø 25h6 найдем из [3, таблицы 1, 3].

Основное отклонение es = 0; ei = es – IT6 = 0 – 13 = -13 мкм.

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ


Рисунок 2.3 – Схема расположения полей допусков посадки внутреннего кольца подшипника и вала Ø 25L0/h6

 

Вычислим предельные размеры.

Наибольший и наименьший средние диаметры внутреннего кольца подшипника:

dm max = dm + ES = 25 + 0 = 25 мм;

dm min = dm + EI= 25 + (-0, 01) = 24, 99 мм.

Наибольший и наименьший диаметры вала:

dmax = dн + es = 25 + 0 = 25 мм;

dmin = dн + ei = 25 + (-0, 013) = 24, 987 мм.

Зазоры определим по формулам:

Smax = dm max – d min = 25 – 24, 987 = 0, 013 мм;

Smin = dm min – d max = 24, 99 – 25 = - 0, 01 мм.

Наименьший зазор получился со знаком «минус», т.е. натяг.

2.9 Выполним эскизы подшипникового узла и деталей с указанием посадок, отклонений размеров, формы и шероховатости поверхностей (рисунок 2.4).

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

Рисунок 2.4 – Обозначение допусков и посадок подшипников качения на чертежах: а – узла в сборе - Ø 47P7/ l 0, Ø 25L0/h6; б – корпуса Ø 47P7; в – вала Ø 25h6

 

Отклонение формы назначим по уровню точности С, по [3, таблицы 5, 24], шероховатость по [3, таблица 4].

2.10 Выполним расчет предельных и исполнительных размеров гладких предельных рабочих калибров и построим схемы расположения их полей допусков.

На гладкие рабочие калибры установлены допуски по ГОСТ 24853-81. Схемы расположения полей допусков приведены на рисунке 2.5, а их значения находим в [3, таблица 25], где Н и Н1 – допуски на изготовление калибров для контроля отверстия и вала; Z и Z1 – смещение полей допусков проходных калибров – скобы и пробки от проходных пределов внутрь полей допусков изделий; Y и Y1 – грани износа проходных калибров за проходные пределы. Для рассматриваемого примера по [3, таблица 25] находим:

Н = 4 мкм; Z = 3, 5 мкм; Y = 3 мкм – допуски калибров-пробок; Н1 = 4 мкм; Z1 = 3 мкм; Y1 = 3 мкм – допуски калибров-скоб.

Предельные размеры проходной (Пр) и (НЕ) калибров – пробок:

Прmax = Dmin + Z + H/2 = 46, 958 + 0, 0035 +0, 002 = 46, 9635 мм;

Прmin = Dmin + Z - H/2 = 46, 958 + 0, 0035 – 0, 002 = 46, 9595 мм;

Призн = Dmin – Y = 46, 958 – 0, 003 = 46, 955 мм;

НЕmax = Dmax + H/2 = 46, 983 + 0, 002 = 46, 985 мм;

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
НЕmin = Dmax - H/2 = 46, 983 – 0, 002 = 46, 981 мм.

Предельные размеры проходной (Пр) и непроходной (НЕ) калибров-скоб:

Прmin = dmax – Z1 - H1/2 = 25 – 0, 003 – 0, 002 = 24, 995 мм;

Прmax = dmax - Z1 + H1/2 = 25 – 0, 003 + 0, 002 = 24, 999 мм;

Призн = dmax + Y1 = 25 + 0, 003 = 25, 003 мм;

НЕmax = dmin + H1/2 = 24, 987 + 0, 002 = 24, 989 мм;

НЕmin = dmin - H1/2 = 24, 987 – 0, 002 = 24, 985 мм.

Исполнительные размеры рабочих калибров, проставляемые на рисунке 2.6 включают в себя номинальные размеры и допуски на изготовление, а поскольку допуски даются в материал, то исполнительные размеры запишутся следующим образом:

проходной пробки Присп = (Прmax)-H = 46, 9635-0, 004;

непроходной пробки НЕисп = (НЕmax)-H = 46, 985-0, 004;

проходной скобы Присп = (Прmin)+H1 = 24, 995+0, 004;

непроходной скобы НЕисп = (НЕmin)+H1 = 24, 985+0, 004.

2.11 Выберем универсальные средства измерения для контроля размеров деталей. Результаты выбора представлены в таблице 2.2

 

Таблица 2.2 – Результаты выбора универсальных средств измерения

Условное обозначе-ние от-верстия, вала Вели-чина допуска IT, мкм Допуска-емая погреш-ность измере-ния, δ, мкм Универсальные средства измерения
Пределы допуска-емой погреш-ности Δ lim, мкм Наименование и основные метрологические показатели
  Ø 47Р7       ±3, 5 Нутромер мод. 109 ГОСТ 9244-75 с ценой деления 0, 002 мм и диапазоном измерения 18 - 50 мм
  Ø 25h6       ±2 Скоба СР-25 ГОСТ 11098-75 с ценой деления 0, 002 мм и диапазоном измерения 0-25 мм

 

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

Рисунок 2.5- Схемы расположения полей допусков калибров:

а – пробок - Ø 47Р7ПРП, Ø 47Р7НЕ; б – скоб - Ø 25h6ПР, Ø 25h6НЕ

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

 

 


Рисунок 2.6-Гладкие предельные рабочие калибры:

а – пробка - Ø 47Р7ПРП, Ø 47Р7НЕ; б – скоба - Ø 25h6ПР, Ø 25h6НЕ

 

 

3 ВЫБОР ПОСАДОК ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

 

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
3.1 Исходные данные для выбора посадок шпоночного соединения (ГОСТ 23360-78, ГОСТ 24071-81) представлены в таблице 3.1.

 

Таблица 3.1. –Исходные данные для выбора посадок шпоночного соединения

Диаметр вала, мм Форма шпонки Тип шпоночного соединения
  сегментная плотное

 

3.2 По заданному диаметру вала, виду шпоночного соединения и форме стандартной шпонки, используя [3, таблица 27] выбираем: ширину шпонки – b = 6 мм; высоту шпонки – h = 9 мм; глубину паза вала – t1 = 6, 5 мм; глубину паза втулки – t2 = 2, 8 мм; диаметр шпонки – de = 22 мм.

Вычислим размеры:

d – t1 = 24 – 6, 5 = 17, 5 мм;

d + t2 = 24 + 2, 8 = 26, 8 мм.

3.3 Для плотного соединения поля допусков по ширине b: шпонки – h9; паза вала - Р9; паза втулки - Р9.

Посадки: шпонка – паз вала - 6Р9/h9; шпонка – паз втулки - 6Р9/h9.

3.4 По [3, таблицы 1, 2, 3] найдем предельные отклонения и определим предельные размеры, зазоры и натяги для деталей шпоночного соединения.

Для шпонки 6h9: верхнее отклонение es = 0;

нижнее отклонение ei = es – IT9 = 0 - 30 = -30 мкм;

Предельные размеры:

bmax = bн + es = 6 + 0 = 6 мм;

bmin = bн + ei = 6 + (- 0, 03) = 5, 97 мм.

Для паза вала 6Р9: верхнее отклонение ЕS = -12 мкм;

нижнее отклонение EI = ES - IT9 = -12 – 30 = -42 мкм;

Предельные размеры:

B3 max = Bн+ ES = 6 + (- 0, 012) = 5, 988 мм;

B3 min = Bн+ EI = 6 + (- 0, 042) = 5, 958 мм.

Для паза втулки 6Р9: верхнее отклонение ЕS = -12 мкм,

нижнее отклонение EI = ES - IT 9 = -12 – 30 = -42 мкм;

Предельные размеры:

B1 max = Bн+ ES = 6 + (- 0, 012) = 5, 988 мм;

B1 min = Bн+ EI = 6 + (- 0, 042) = 5, 958 мм.

3.5 Построим схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения, нанесем предельные отклонения, предельные размеры и определим натяги (рисунок 3.1).

В соединении паз вала – шпонка:

N3 max = bmax - B3 min = 6 – 5, 958 = 0, 042 мм;

N3 min = bmin - B3 max= 5, 97 – 5, 988 = - 0, 018 мм.

 

В соединении паз втулки – шпонка:

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
N1 max = bmax - B1 min = 6 – 5, 958 = 0, 042 мм;

N1 min = bmin - B1 max = 5, 97 – 5, 988 = - 0, 018 мм.

 

Рисунок 3.1- Схема расположения полей допусков деталей шпоночного соединения по b: шпонки – h9; паза вала - Р9; паза втулки - Р9

Рисунок 3.2 – Обозначение шпоночного соединения в сборе (а) и деталей

 

3.6 Назначим отклонения на все остальные размеры шпоночных пазов на валу и во втулке и шпонки. Для сегментной шпонки:

- длина шпонки и паза вала не нормируется;

-

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
высота шпонки по h11 – 9h11(-0.09);

- диаметр исходного контура de по h12 – Ø 22h12(-0.21).

- диаметр паза вала выполняется с верхним допуском +8% от номинального размера - Ø 22+1, 76;

- глубина паза вала - d – t1= 17, 5-0, 2;

- глубина паза втулки – d + t2 = 26, 8+0, 2.

Результаты определения параметров шпоночного соединения представлены в таблице 3.2.

 

Таблица 3.2 – Результаты определения параметров шпоночного соединения

Наиме-нование размера шпоноч-ного соедине-ния Номи-наль-ный раз-мер, мм Поле допуска, мкм Величина допу-ска, мкм Предельные отклонения, мкм Предельные размеры, мм Натяги (N), мм
верх-нее ниж-нее наи-боль-ший наи-мень-ший наи-боль-ший наи-мень-ший
Ширина: Паза втулки   Р9     -12   -42   5, 988   5, 958   0, 042     0, 042   -0, 018     -0, 018
Шпонки   h 9     -30   5, 97
Паза вала   Р9   -12 -42 5, 988 5, 958
Высота шпонки   h 11     -90   8, 91    
Размер d-t1 17, 5       -200 17, 5 17, 3    
Размер d+t2 26, 8     +200     26, 8    
Диаметр шпонки   h 12     -210   21, 79    
Диаметр паза вала       +1760   23, 76      

3.7 Вычертим эскизы шпоночного соединения в сборе и деталей (рисунок 3.2). Обозначим посадки, отклонения размеров, формы и шероховатость [3, таблица 30].

3.8 Выберем универсальные средства измерения для контроля размеров ширины шпонки и пазов вала и втулки. Погрешность измерения [3, таблица 6] δ = 8 мкм для IT 9. Выбираем [3, таблица 7]: микрометр МК - 25 -2 ГОСТ 6507-90 с допускаемой погрешностью измерения Δ lim = ± 4 мкм; нутромер мод.103 ГОСТ 9244 – 75 - с ценой деления 0, 001 мм и допускаемой погрешностью измерения Δ lim = ±1, 8 мкм, с пределами измерения 3 - 6 мм.

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКОВ И ПОСАДОК ЭЛЕМЕНТОВ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ

 

4.1 Исходные данные

Заданы следующие номинальные размеры элементов шлицевого соединения:

d- 6х28H7/g6х34H12/a11х7D9/h9.

Расшифруем заданное шлицевое соединение:

d- способ центрирования шлицевого соединения по внутреннему диаметру;

z = 6 - число шлицев;

d – Ø 28H7/g6 – номинальный размер и посадка по внутреннему центрирующему диаметру;

D – Ø 34Н12/a11 – номинальный размер и посадка по наружному не центрирующему диаметру;

b –7D9/h9 – номинальный размер и посадка по не центрирующему параметру-ширине шлица.

4.2 Определение предельных отклонений, размеров, зазоров.

По [3, таблицы 1, 2, 3] найдем основные и определим вторые отклонения для посадки по центрирующему параметру d - Æ 28H7/g6:

для отверстия Æ 28H7: основное отклонение нижнее EI = 0, второе отклонение верхнее ES = EI + IT7 = 0 + 21 = +21 мкм;

для вала Æ 28g6: основное отклонение верхнее es = -7 мкм,

второе отклонение нижнее ei = es – IT6 = -7 – 13 = -17 мкм.

Вычислим предельные размеры:

наибольший диаметр отверстия

Dmax = Dн + ES = 28 + 0, 021 = 28, 021 мм;

наименьший диаметр отверстия

Dmin = Dн + EI = 28 + 0 = 28 мм;

наибольший диаметр вала

dmax = dн + es = 28 + (-0, 007) =27, 993 мм;

наименьший диаметр вала

dmin = dн + ei = 28 + (-0, 02) = 27, 98 мм;

Вычисляем наибольший и наименьший зазоры:

Smax= Dmax- dmin = 28, 021 – 27, 98 = 0, 041 мм;

Smin= Dmin – dmax = 28 - 27, 993 = 0, 007 мм.

По [3, таблицы 1, 2, 3] найдем основные и вторые отклонения для посадки по не центрирующему параметру D - Æ 34H12/a11:

для отверстия - Æ 34H12 основное отклонение нижнее EI = 0, второе отклонение верхнее ES = EI + IT12 = 0 + 250 = +250 мкм;

для вала - Æ 34а11 основное отклонение верхнее es = -310 мкм; второе отклонение нижнее ei = es – IT11 = -310 – 160 = -470 мкм.

Вычислим предельные диаметры:

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
отверстия

Dmax = Dн + ES = 34 + 0, 25 = 34, 25 мм;

Dmin = Dн + EI = 34 + 0 = 34 мм;

вала

dmax = dн + es = 34 + (-0, 31) = 33, 69 мм;

dmin = dн + ei = 34 + (-0, 47) = 33, 53 мм.

Вычислим наибольший и наименьший зазоры:

Smax = Dmax- dmin = 34, 25 – 33, 53 = 0, 72 мм;

Smin = Dmin- dmax = 34 – 33, 69 = 0, 31 мм.

Для не центрирующего размера “b” – 7D9/h9:

для ширины паза В –7D9 -основное отклонение нижнее EI = +40 мкм, второе отклонение верхнее ES = EI + IT9 = +40 + 36 = +76 мкм;

для ширины зуба b –7h9 - основное отклонение верхнее es =0, второе отклонение нижнее ei = es – IT9 = 0 – 36 = -36 мкм.

Вычисляем предельные размеры:

наибольший и наименьший размеры ширины паза

Bmax = Bн+ ES = 7 + 0, 076 = 7, 076 мм;

Bmin = Bн + EI = 7 + 0, 04 = 7, 04 мм;

наибольший и наименьший размеры ширины зуба

bmax = bн + es = 7 + 0 = 7 мм;

bmin = bн + ei = 7 + (-0, 036) = 6, 964 мм.

Вычисляем наибольший и наименьший зазоры

Smax = Bmax – bmin = 7, 076 – 6, 964 = 0, 112 мм;

Smin = Bmin – bmax = 7, 04 – 7 = 0, 04 мм.

Полученные результаты внесем в таблицу 4.1.

 

Таблица 4.1 – Результаты определения параметров посадок шлицевого соединения

Наименова- ние парамет- ров шлицевого соединения Номиналь-ный диа- метр, мм Поле допуска Величина допуска, мкм Предель-ные отклонения Предель-ные разме-ры, мм Зазоры, мм
верх-нее, мкм ниж-нее, мкм наи-боль-ший наи-мень-ший наи-боль-ший наи-мень-ший
Центрирующий параметр d Отверстие 28 Н7 21 +21 0 28, 021 28 0, 041 0, 007 Вал 28 g6 13 -7 -20 27, 993 27, 98 Не центрирующие параметры D и b Отверстие 34 H12 250 +250 0 34, 25 34 0, 72 0, 31 Вал 34 a11 160 -310 -470 33, 69 33, 53 Ширина паза 7 D9 36 +76 +40 7, 076 7, 04 0, 112 0, 04 Ширина зуба 7 h9 36 0 -36 7 6, 964
                   

 

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ
4.3 Построим схемы расположения полей допусков по центрирующему d (рисунок 4.1) и не центрирующим D (рисунок 4.2) и b (рисунок 4.3) параметрам.

Рисунок 4.1 – Схема расположения полей допусков шлицевого соединения по центрирующему параметру d - Æ 28H7/g6

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист
 
Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

Рисунок 4.2 – Схема расположения полей допусков шлицевого соединения по не центрирующему параметру D- Æ 34H12/a11

Рисунок 4.3 – Схема расположения полей допусков шлицевого соединения по не центрирующему параметру b – 7D9/h9

Изм.
Лист
№ Документа  
Подпись
Дата
Лист






© 2023 :: MyLektsii.ru :: Мои Лекции
Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав.
Копирование текстов разрешено только с указанием индексируемой ссылки на источник.