МИНОБРНАУКИ РОССИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего образования
«САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Факультет «Машиностроения, металлургии и транспорта»
Кафедра «Автоматизированные станочные и инструментальные системы»
КУРСОВАЯ РАБОТА
по учебной дисциплине « Метрология,
стандартизация и сертификация»
ВАРИАНТ 70-2
Выполнил: студент 3МиАТ4 В.С. Глушков
Руководитель: О.М. Акушская
САМАРА
2016г.
СОДЕРЖАНИЕ
1. Расчет и выбор посадок колец подшипника 6-207 3
на вал и в корпус для соединений 12- 16 - 15.
2. Расчет и выбор посадки с зазором для соединения 4-12. 8
3. Расчет предельных диаметров и допусков резьбового соединения 10
М24х1,5 - 7G/7h6h..
4. Выбор поверхности центрирования и посадки для 14
шлицевого соединения 12-13.
5. Расчет допусков размеров размерной цепи методом max-min 18
Библиографический список 22
1 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ КОЛЕЦ ПОДШИПНИКА 6-207 НА ВАЛ И В КОРПУС
1.1 Определение основных размеров подшипника и предельных отклонений на присоединительные размеры.
По табл. 6 [1] определяем основные размеры колец подшипника, определив dm=07x5=35 мм, для серии диаметров 2 и серии ширин нулевой Dm=72 мм; В=17 мм; г=2 мм.
По табл. 2 с. 279 [2] находим предельные отклонения среднего диаметра отверстия внутреннего кольца подшипника dm=35мм (ES=0, ЕI=-10 мкм). Поле допуска на внутренний диаметр внутреннего кольца 35L6 (-0,01).
Предельные отклонения на наружный диаметр наружного кольца подшипника Dm =72 мм (es=0, ei =-11 мкм), тогда поле допуска наружного кольца подшипника
72l6(-0,011).
1.2 Расчет и выбор посадки внутреннего кольца подшипника на вал и расчет радиального посадочного зазора.
Пользуясь формулой [3], рассчитываем интенсивность радиальной нагрузки Ра на посадочной поверхности вращающегося циркуляционно-нагруженного внутреннего кольца
,
где R- радиальная нагрузка на опору, К=1,36кН;
В - ширина кольца подшипника, В = 17 мм ;
г - радиус монтажных фасок, г = 2 мм ;
k1 - динамический коэффициент посадки, по табл. П5 [3] k1=1 ;
k2 - коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале , т.к. вал сплошной , k2= 1.
По табл. 7 с. [2] и П 7[3] выбираем поле допуска вала d =35 js6 (± 0,008),
образующее с полем допуска отверстия внутреннего кольца подшипника переходную посадку
, со средневероятным
натягом
Nm=em- Em,
где em=0,5*(8+(-8))=0 мкм
Em= 0,5*( 0 + ( - 10)) = -5 мкм ,
тогда Nm - 0 - ( - 5) = 5 мкм .
Пользуясь формулой [3] определяем наличие посадочного радиального зазора Gr при наибольшем натяге
Nmax =es - EI = 8 - ( -10 ) =18 мкм Определяем наличие посадочного радиального зазора Gr .
По табл. П8 [3] находим начальные радиальные зазоры
Grmin = 6 мкм ; Grmax=20 мкм и рассчитываем средний начальный зазор Grm:
Grm = 0,5.(Grmin + Grmax ) = 0,5 ( 6 + 20 ) = 13 мкм Устанавливаем значение эффективного посадочного натяга:
Nd =0,85* Nmax =0,85*18 = 15,3 мкм,
приведенного наружного диаметра внутреннего кольца:
и диаметральной деформации его дорожки качения:
Тогда Gʹr = Grm –Δd1= 13 - 12,1 = 0,9 мкм
и, следовательно, при намеченной посадке после установки подшипника на вал в нем сохраняется зазор, который является посадочным радиальным зазором.
1.3 Определение посадки наружного кольца подшипника в корпус.
Для посадки не вращающегося кольца подшипника, воспринимающего местное нагружение выбираем по табл. П 3 [3] и табл. .7 с. 47 [2] поле допуска отверстия в неразъемном корпусе 72 Н7 (+0, 030), образующее с полем допуска наружного кольца
7216 (-0, 011) подвижную посадку
с зазорами :
Smin=EI - es = 0- ( 0) = 0 мкм.
Smax = ES- ei = 30- (- 11) = 41 мкм.
На чертеже СамГТУ 120200.062.70-2.01 изображаем эскиз узла подшипника 6 - 207 и присоединительных деталей.
На чертеже СамГТУ 120200.062. 70-2.02 изображаем схему полей допусков посадки 72Н7/l6.
На чертеже СамГТУ 120200.062.70- 2.03 изображаем схему полей допусков посадки 35 L6/js6.
2. РАСЧЕТ ПОСАДКИ С ЗАЗОРОМ МЕТОДОМ MAX-MIN
Изобразим исходную схему подвижного соединения в системе вала (рис 2.1) для соединения 4-12
Рис 2.1 |
2.1 Определение квалитета.
Рассчитаем коэффициент точности посадки aп по формуле [3]
aп= aD + ad =
где aD и ad - коэффициенты точности отверстия и вала;
Тп - допуск посадки , Тп = Smax - Smin = 66-25 =41 мкм ;
i- единица допуска , по табл. П1 [3] i= 1,56 мкм;
Тогда
aпр =
По табл. П2 [3] выбираем aD= 16 и ad =10.
Определяем квалитеты вала и отверстия: ТD =IT7, Td=IT6.
По табл. 4 с. 33 [2] находим значение допусков для вала и отверстия
Td=IT6=16 мкм
ТD =IT7= 25 мкм
2.2 Расчет предельных отклонений отверстия и основного вала.
Используя рис.2.1 и определение системы вала, имеемes = 0. Тогдаиз формулы Td=es-ei находим
ei = es - Td = 0- 16 = -16 мкм.
Из формулы Smin= EIp— es находим
EIP= Smin + es = 25 + 0 = +25мкм,
а из формулы Smax=ESp-ei находим
ESp=Smax + ei = 66 + (- 16) = + 50 мкм.
2.3 Выбор поля допуска отверстия и вала и определение посадки.
Из
табл.14, с.104[2] и табл.12 , с.87 [2] по найденным отклонениям, по номинальному
диаметру и квалитету выбираем
поле допуска основного вала
и
поле допуска отверстия, которые
образуют посадку
, характеризующуюся
зазором:
Smin— EI - es = 25 - 0 = 25 мкм; Smax = ES - ei = 50 - (-16) = 66 мкм.
На чертеже СамГТУ 120200.062.70- 2.04 изображаем схему полей допусков посадки
ø 40 F7/h6.
3.РАСЧЕТ ПРЕДЕЛЬНЫХ ДИАМЕТРОВ И ДОПУСКОВ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ M24X l,5-7G/7h6h
3.1 Из табл.2 с. 350 [2] для резьбы М24 с шагом Р=1,5мм выписываем номинальные диаметры
наружный D(d) = 24 мм;
средний D2(d2) = 23,026 мм;
внутренний D1(d1) = 22,376 мм;
Из табл.6 с. 369 [2] находим предельные отклонения диаметров резьб болта
M24xl,5-7h6h
для d, d2 , d1 es = 0 мкм;
для d2 eid2 = -180 мкм;
для d eid = -236 мкм;
для d1
eid1 - не устанавливается.
Предельные отклонения диаметров гайки M24xl,5-7G табл. 10 с. 377 [2]
для D, D2 , D1 EI = + 32 мкм;
для D2 ESd2 = +282 мкм;
для D1 ESD1 = + 407 мкм;
для D ESD-не устанавливается.
3.2 Определение допусков и предельных диаметров резьбы болта и гайки
Предельные диаметры и допуски размеров для болта рассчитываются по формулам:
dmax = d + esd = 24 + 0 = 24,000 мм ;
dmin = d + eid = 24 + (- 0,236) =23,764 мм;
Td = dmax - dmin =24,000 -23,764 = 0,236 мм;
d2max = d2 + esd2 = 23,026 + 0 = 23,026 мм;
d2min = d2 + eid2 = 23,026 + (- 0,180) =22,846 мм;
Td2 = d2max - d2mm = 32,026 - 22,846 = 0,180 мм;
d1 max = di + es = 22,376 + 0 = 22,376 мм;
d1 min - не устанавливается.
Предельные диаметры и допуски резьбы гайки рассчитываются по формулам:
Dmax - не устанавливается;
Dmin = D + EI = 24 + 0,032 = 24,032 мм;
D2max = D2 + ES = 23,026 + 0,282 = 23,308 мм;
D2 min = D2 + EI = 23,026 + 0,032 = 23,058 мм;
Td2 = D2max - D2 min = 23,308 - 23,058 = 0,250 мм;
D1max = D1+ ES=22,376+0,407=22,783 мм;
D1 min= D1+ EI =22,376+0,032 =22,408 мм;
Td1 =D1max- D1 min = 22,783-22,783=0,375 мм.
На чертеже СамГТУ 120200.062.70- 2.05 изображаем схему полей допусков резьбового соединения M24X l,5-7G/7h6h.
4 ВЫБОР ПОВЕРХНОСТЕН ЦЕНТРИРОВАНИЯ И ПОСАДОК ДЛЯ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ, РАБОТАЮЩЕГО ПРИ УМЕРЕННОЙ НАГРУЗКЕ
4.1 Определение поверхности центрирования.
За поверхность центрирования выбираем внутренний диаметр d шлицевого соединения, так как шлицевое соединение работает при умеренной нагрузке, но требуется повышенная точность центрирования.
4.2 Назначение посадок, на шлицевое соединение.
По табл. П10 [3] определяем посадки на d и b для подвижного шлицевого соединения
.
По табл. П11 [3] назначаем посадку на не центрирующий наружный диаметр
Записываем условное обозначение выбранного шлицевого соединения:
d- 8 x x
x
;
шлицевого вала d- 8 x36f7 x40a11 x 7h9;
шлицевой втулки d- 8 x36H7 x40H12 x 7D9
Из табл. 7 с.47 [2] и табл. 10 с.71 [2] находим предельные отклонения размеров шлицевого соединения
ø;ø
;
Шлицевое соединение относится к легкой серии, поэтому вид исполнения впадин шлицов -А [2,3], при центрировании по d .
Вычерчиваем схему расположения полей допусков на d, D и b с указанием предельных размеров, отклонений, натягов и зазоров. Выполняем эскиз поперечного сечения шлицевого соединения с обозначением посадок и вида исполнения впадин шлицов (табл. .10 с.318 [2] )
На чертеже СамГТУ 120200.062.70 — 2.06 изображаем схему полей допусков посадок ø36Н7/f 7; 7D9/d9.
На чертеже СамГТУ 120200.062.70-2.07 изображаем схему полей допусков посадки ø 4OH12/a11.
На чертеже СамГТУ 120200.062.70-2.08 изображаем эскиз поперечного сечения шлицевого соединения
|
Исполнение впадины А |
5. РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ МЕТОДОМ МАХ - MIN .
Для расчета используем узел и схему размерной цепи приведенные на чертеже СамГТУ 120200.062.70 - 2.10.
5.1 Определение увеличивающих и уменьшающих размеров и допуска исходного звена.
Используя схему размерной цепи, определяем увеличивающие А2, А3 , А4 и уменьшающие A1 , А5, А6 , А7 , A8, А9, А10 , А11 , A12 , А13 звенья.
Зная АΔ= 1+3 мм, определяем допуск замыкающего звена:
Т АΔ = ES АΔ - EI АΔ =3000 - 0 = 3000мкм
5.2 Определение квалитета.
Рассчитаем коэффициенты точности аср по формуле [3]
где Т АΔ - допуск исходного звена ; Т АΔ = 3000 мкм,
ii-единица допуска составляющих звеньев, табл. П1 [3]
iА1 =0,73 мкм ; iА2 =0,73 мкм ; iА 3 = 2,89 мкм ; iА4 = 0,73 мкм ; iА5= 0,73 мкм ; iА7 = 0,73 мкм ; iА8 =1,31 мкм ; iА10 =1,86 мкм ; iА12 = 0,9 мкм.
Допуски ТА6;ТА9;ТА11 и TA13 и соответствующие единицы допуска составляющих звеньев не учитываются , т.к. это стандартные покупные детали.
Тогда
По табл. П2 [3] сравниваем аср с табличными а и определяем квалитет составляющих звеньев (кроме стандартных покупных деталей).
а = 160 ,что соответствует IT12
а = 250, что соответствует IT 13
Т.е. аср попадает между 12 и 13 квалитетами. Поэтому на уменьшающие размеры
назначаем допуски по IT12, а на увеличивающие назначаем допуски по 1Т13.
По табл. 4 с 32 [2] определяем значения допусков
Пользуясь формулой основного уравнения размерной цепи [3]
Определяем
<
ТАΔ=3000мкм
Так
как ТАΔ > на 40 мкм,
основное уравнение размерной цепи не
выполняется, поэтому необходимо установить
компенсирующее звено, изменением значения которого достигается требуемая
точность исходного звена. Размер=
200 мм принимаем за компенсирующий, тогда
Следовательно ∑Т Аi = Т АΔ =3000 мкм , т.е. допуски на составляющие размеры
/=1
размерной цепи установлены верно.
5.3 Назначение предельных отклонений составляющих звеньев .
Назначаем предельные отклонения составляющих звеньев размерной цепи.
На увеличивающие по (Н), а на уменьшающие по (h)
= 200 +0,76
На основании формул [3]
определяем правильность назначения предельных отклонений составляющих звеньев.
Следовательно, предельные отклонения на составляющие звенья размерной цепи назначены правильно.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. ГОСТ 3478 - 79. Подшипники качения. Основные размеры.
2. И.М. Белкин. Допуски и посадки.: Учебное пособие. -М.: Машиностроение , 1992 - 528с.
3. С.Я. Сагалович. Методическое руководство к курсовой работе и практическим занятиям по учебной дисциплине Взаимозаменяемость , стандартизация и технические измерения - Самара : СамГТУ , 1995 — 46с.