СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
РЕФЕРАТ
1. ВЫБОРПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ
1.1 Выборпосадок для гладких цилиндрических соединений
1.2 Выборпосадок для шпоночных соединений
1.3 Выборпосадок для шлицевых соединений
2. ВЫБОРПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ
2.1 Расчет ивыбор посадок с натягом
3. РАСЧЕТ ИВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
4. РЕШЕНИЕЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
4.1 Решениелинейных размерных цепей методом полной взаимозаменяемости
4.2 Решениелинейных размерных цепей вероятностным методом
Список использованных источников
линейная цепь квалитет тихоходный
ВВЕДЕНИЕ
Программой курса «Стандартизация норм точности» выполнение курсовойработы, цель которой проверка знаний студентов по дисциплине. Важнейшеесвойство совокупности изделий – Взаимозаменяемость в значительной мереопределяет технико-экономические устройства.
Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что онасвязывает в единое целое конструирование, технологию производства и контрольизделий в любой отрасли промышленности. В основе взаимозаменяемости лежитстандартизация, объектом которой в машиностроении является точность,взаимозаменяемость и технические измерения. Взаимозаменяемость деталей, узлов иагрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методовконтроля.
Стандартизация и унификация деталей и сборочных единицспособствует ускорению и улучшению конструирования, изготовления, эксплуатациии ремонта машин.
Сборочной единицей является узел редуктора. Данный редукторприменяется для понижения оборотов передающихся от двигателя к потребителю иповышения крутящего момента на выходе. Данный редуктор является первичной иливторичной ступенью.
РЕФЕРАТ
Курсовой работы по стандартизации норм точности студентатретьего курса, 132 м группы агромеханического факультета Кумагерчика ДмитрияВикторовича
Состоит из 25 страниц, в том числе 5рисунков, 7 таблиц и графической части включающей фрагмент общего видаредуктора и рабочего чертежа вала, выполненного на формате А3.
Перечень ключевых слов: взаимозаменяемость, допуски,квалитет, посадка, зазор, натяг, стандартизация, контроль, измерение.
Представлены результаты выполнения 4 – х заданий,охватывающих основные разделы курса.
В задании 1 дан анализ допусков и посадок, рассчитаныгеометрические параметры гладких цилиндрических соединений и выбраны средстваизмерения для контроля его деталей. Определены геометрические параметрышпоночных и шлицевых соединений.
В задании 2 на основании расчётов функциональных параметроввыбрана посадка с натягом для зубчатого колеса.
В задании 3 на основании расчётов выбрана посадка дляподшипников качения. Для заданного номинального диаметра соединения,допустимого радиального биения втулки на валу и вероятности появления зазоров инатягов в соединении выбрана переходная посадка.
В задании 4 по заданному замыкающему звену сборочной единицывыявлены и рассчитаны методом максимума минимума и вероятностным методомразмерная цепь.
1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ
1.1 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений
Для гладких цилиндрических соединений, расположенных натихоходном валу, обосновать выбором системы, посадок, квалитетов. Длясоединения на валу определить предельные отклонения, допуски, зазоры (натяги),допуски посадок, назначить допуски формы и расположения поверхностей, построитьсхему расположения допусков. Для деталей данного сопряжения выбрать средстваизмерения. Вычертить рабочий чертёж вала.
Определяем силовые факторы, действующие на вал:Крутящий моментна валу:
/>
/>( кНм),
где /> — мощность навыходном валу редуктора, кВт.
Определяем диаметр вала на выходе
/>
/>(мм)
По таблице 1.3 ([1] стр.34) принимаем d=36мм
В зацеплении со стороны шестерни действует сила:
Окружная
/>
/>(Н) ,
где />делительныйдиаметр колеса тихоходной ступени.
/>(мм),
где m-модульзацепления тихоходной ступени.
радиальная/>
/> (Н);
/>;
/>(Н);
/>(Н);
Определяем реакции опор. Строим схему сил, действующих на вал
Плоскость YZ
/>/>
/>
/>(Н)
∑MB=0
/>
/>(Н)
Проверка ∑У=0
/>
Плоскость XY:
Так как силы расположены симитрично, то
/>(Н)
Определяемсуммарные реакции апор:
/>(Н)
Определим тип подшипников, установленных на валу
∑Fa/R=0
Назначаем шариковый подшипник №309.
Назначаем и обосновываем посадки для соединений расположенныхна валу (результаты сводим в табл. 1)
Таблица 1.Посадки, допуски и шероховатости для соединений идеталейНаименование соединений. Выбранная посадка. Отклонение формы и расположения. Шероховатость поверхности. Примечание. 1 Ступица зубчатого колеса вал.
Æ/> 1.1 вал
Æ53/>
/>/> 0.8
Табл. 2.18 стр.393 [1]
Табл 2.40 стр.443 [1] 1.2 ступица
Æ53/>
/>/> 1.25
Табл. 2.18 стр.393 [1]
Табл 2.40 стр.443 [1] 2 Внутреннее кольцо подшибника-вал
Æ45/> 2.1 вал
Æ45/>
/>/> 1.25
Табл. 2.18 стр.393 [1]
Табл 2.40 стр.443 [1]
2.2внутреннее
кольцо
Æ45/> — — Устанавливается заводом изготовителем 3 Наружное кольцо подшипника корпус
Æ100/> 3.1 наружное кольцо
Æ100/> — — Устанавливается заводом изготовителем Наименование соединений. Выбранная посадка. Отклонение формы и расположения. Шероховатость поверхности. Примечание. 3.2 корпус.
Æ100/>
/>/> 1.25
Табл. 2.18 стр.393 [1]
Табл 2.40 стр.443 [1] 4. Крышка подшипника корпус
Æ100/> 4.1 крышка подшипника
Æ100/>
/> 1.25
Табл. 2.18 стр.393 [1]
Табл 2.40 стр.443 [1] 4.2 корпус
Æ100/> Согласно требованиям под наружное кольцо подшипника
Для деталей данного сопряжения выбираем средства измерений:
Зная диаметр и допуски (квалитет) контролируемого размера потаблице 1.60 ([1] стр.184) находим допускаемые погрешности измерения.
Выбираем приборы для измерения отверстия и валаудовлетворяющие условию dин£d. Результатывыбора средств измерения для сопряжения сводим в таблицу 2.
Таблицу 1.2-Объекты измерения и метрологическиехарактеристики выбранных измерительных средствОбъект измерения Т мкм d мкм
dин мкм Средства измерения Условия измерения
Внутренний диаметр зубчатого колеса
53H7 25 7,0 6.5 Нутромер индикаторный Отсчётное устройство измерительной головки с ценой деления 0.001 или 0.002 мм. перемещение 0.1 мм. Средства установки —концевые меры длины 1го класса
Вал
53k6 16 5.0 4.0 Микрометр гладкий Цена деления 0.01-0,002 мм. Пи настройке на нуль по установочной мере перемещением 25 мм.
1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений
Выбор посадок для шпоночного соединения зубчатое колесо — вал, исходя из его назначения и вида, обосновать выбор посадок, определитьпредельные отклонения, назначить допуски расположения и шероховатостьсопрягаемых поверхностей. Назначить поля допусков и предельные отклонения насопрягаемые размеры. Построить схему расположения полей допусков деталейшпоночного соединения. Так как Т; паз втулки – шпонка — 16/> Определяем по таблице 1.28и 1.37 ([1]) предельные отклонения размеров шпоночного соединения ирассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения, их допуски,предельные зазоры и натяги. Полученные результаты сносим в таблицу 3.
Таблица 3-Размерные характеристики шпоночного соединенияНаименование размера Номинальный размер Поле допуска Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм Допуск размера Т, мм верхнее нижнее max Min Ширина шпонки 16 h9 -0.043 16.0 15.957 0.043 Высота шпонки 10 h11 -0.09 10 9.91 0.09 Ширина паза 16 N9 -0.043 16 15.957 0.043 Глубина паза вала 6 — +0.2 6.2 6.0 0.2 Ширина паза втулки 16 Js9 +0.021 -0.021 16.021 15.979 0.042 Глубина паза втулки 4.3 — +0.2 4.5 4.3 0.2 Длина шпонки 56 h14 -0.740 56 55.26 0.74 Длина паза вала 56 H15 +1.2 57.2 56 1.2 Наименование сопряжения
DN, мм посадка Зазоры, мм Натяги, мм
Допуски посадки TSN, мм
Smax
Smin
Nmax
Nmin Шпонка паз вала 16
/> 0.043 0.043 0.086 Шпонка паз втулки 16
/> 0.064 0.021 0.085
Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки, валаи втулки Ra = 3.2 мкм, а несопрягаемыхповерхностей- Ra=12,5 мкм. Выбираем по экономическиеметоды окончательной обработки деталей соединения: шпонка -шлифование плоскоеполучистовое; паз вала — фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки — протягивание чистовое.
Эскизы нормального шпоночного соединения, его деталей, схемарасположения полей допусков на размер b приведены дальше. Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночногосоединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, впределах которого находятся как отклонения ширины паза, так и отклонения егорасположения. Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширинупаза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами. Контрольэлементными калибрами производится до контроля комплексными калибрами.
На заводах автотракторного и сельскохозяйственногомашиностроения контроль деталей шпоночных соединений производит с помощьюпредельных калибров.
Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами, имеющимипроходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрическойповерхности втулки до дна паза (d + t2) контролируют пробкой со ступенчатым выступом.
Глубину паза вала проверяют кольцевыми калибрами-глубиномерами; симметричность расположения паза относительно осевой плоскостипроверяют у втулки пробкой со шпонкой, а у вала — накладной призмой сконтрольным стержнем.
При ремонте машин можно использовать как универсальныесредства измерения, так и калибры. Из большого числа размеров шпоночногосоединения за счет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночныхпазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использоватьуниверсальные средства измерения, а при восстановлении желательно применятьпредельные калибры.
1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений
Вместо шпоночного соединения (зубчатое колесо-вал) назначить шлицевоесоединение (зубчатое колесо-вал). Обосновать метод выбора центрирования,системы посадок. Определить предельные отклонения выбранных полей допусковцентрирующих и не центрирующих параметров; рассчитать предельные зазоры всоединениях и результаты свести в таблицу.
Построить схемы расположения полей допусков и эскиз шлицевого соединенияи его деталей в поперечном сечении.
В данное время применяют три способа центрирования сопрягаемой втулки ивала: по наружному диаметру D, по внутреннему диаметру d и по боковымповерхностям шлицов b.
Выбор способа центрирования определяется эксплутационными требованиями итехнологическими факторами.
Основным мотивом при выборе центрирования по D или dявляется возможность наиболее производительно и экономично провести обработкупосадочных поверхностей. Центрирование по b применяетсякрайне редко.
Поскольку предполагается, что в нашем соединении шестерня неподвижна тонаиболее экономически выгодно принять центрирование по D.
Находим [Sf] по формуле
/>=/>£[/>cm] ([3],стр. 53)
[Sf]=/>
[Sf]= />
Принимаем по таблице 4.5 ([3]), стр 60) Sf=127.9/>.
Следовательно данное шлицевое соединение относится к лёгкой серии,нормальные размеры соединения: 8/>52/>58;
Так как соединение неподвижно, то выбираем методцентрирования по диаметру D. Дляразмеров D и b выбираем поля допусков и посадки по таблице 4.72 ([2], стр252)
Для D/> , для b/>.На не центрирующий диаметр втулки d=42мм назначаем по таблице 4.75 ([2], стр 253 ) поле допуска H11не центрирующий d вала по таблице 4.71 ([2], стр 250) d³d1=40.4 мм.
D-8/>52/>58/>/>9/>.
Значение предельных значений отклонений размеров (D,b,d) шлицевогосоединения определяем по таблице 1.28, 1.36 ([1]).
Шероховатость поверхностей для центрирующих (D и b) ине центрирующих (d) элементов соединения назначаем в соответствии спринятыми методами окончательной механической обработки по таблице 2.68 ([1]).
Вычисляем предельные зазоры в соединениях по центрирующим и нецентрирующим поверхностям.
Установленные размеры характеристики деталей шлицевого соединения,шероховатость поверхностей и методы механической обработки сводим в таблицу 4.
Таблицa 4-Размерные характеристики и методы механическойобработки деталей шлицевого соединения D-8/>52/>58/>/>9/>Номинальный размер и поле допуска Предельные размеры, мм Допуск размера, мм Шероховатость поверхности, мкм Метод обработки max Min Отверстие втулки шлицевой 58,03 58 0,03
RA=1.25 Протягивание чистовое Вал шлицевой 57,97 57,94 0,03
RA=1.25 Шлифование чистовое Ширина впадины втулки шлицевой 9,035 9,013 0,022 Протягивание чистовое Толщина шлицов вала 8,987 8,965 0,022
RA=1.25 Шлицестрогание Нецентрирующие элементы Отверстие втулки шлицевой 52,19 52 0,19
RA=6,3 Зенкерование чистовое Вал шлицевой 52 50,4 1,6
RA=6,3 Шлицестрогание
Рассчитываем предельные зазоры поцентрирующим параметрам D
Smax=ES-ei=+0.03-(-0.06)= 0.09мм.
Smin=EI-es=0-(-0.03)=0.03мм.
по размеру b:
Smax=EI-ei=+0.035-(-0.035)=0.070мм.
Smin=EI-es=0.013-(-0.013)=0.026мм.
по размеру d:
Smax=ES-ei=0.150-(-1.6)=1.75мм.
Smin=EI-es=0мм.
Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными ипоэлементными методами, пробковыми и кольцевыми калибрами контролируется взаимноерасположение поверхностей соединения.
Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий,толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков. Назначенные наэлементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении,контролируют в условном обозначении, контролируют независимо друг от другаспециальными гладкими калибрам.
2. ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ
2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом
Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо вал рассчитать и выбратьпосадку с натягом. Построить схему расположения функциональных полей допусковдеталей сопряжения. Вычислить эскизы размеров, назначить шероховатостьсопрягаемых поверхностей.
Определяем по формулам (1.115) и (1.116) ([1], стр. 336) величинунаибольшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях детали: втулки:PдопD=0.58GTD[1-(/>)2]d=80мм
Вала Рдоп d=0/58GTd[1-(/>)2]d2=53 мм
Принимаем для деталей сталь 45: GTD=353 МПа GTd=353 МПа; md=mD=0.3; E=2*105 МПа;
Pдоп D=/> МПа
Рдоп d=/> МПа
Чтобы в материалах вала и втулки не возникло пластических деформаций,принимаем меньшее значение допускаемого давления:
Pдоп=125,1 МПа
Определяем величину наибольшего расчётного (допустимого) натяга поформуле 1.117 ([1], стр. 336)
Nmaxp=Pдоп*d(/>);
Значение коэффициентов жесткости деталей вычисляем по формуле 1.111 ([1], стр. 334):
СD=/>
СD=/>
Сd=/>
Сd=/>
Nmaxp=/>мкм
Определяем величину наибольшего функционального натяга по формуле:
Nmax f= Nmax p+U= Nmax f+5(RaD+Rad)
Nmaxf=94+5(1,25+0,8)=107,25 мкм
Расчёт наименьшего функционального натяга определяем по формуле 1.107([1], стр. 333) величину наименьшего допускаемого давления на сопрягаемыхповерхностях деталей:
Pmin=/>
Pmin=/> МПа
Определяем по формуле 1.110 ([1], стр. 334) величину наименьшегорасчётного натяга:
Nmin=Pmin*d(/>)
Nmin=/> мкм
Определяем по формуле Nminf= Nminp+Uвеличину наименьшего функционального натяга.
Nmin f=Nmin f+5(RaD+Rad)
Nminf=5.8+5(1,25+0,8)=16.03.
Выбор посадки.
По известным предельным функциональным натягам посадка выбирается так,чтобы был обеспечен запас прочности при эксплуатации (Nз=Nmin-Nminf) итехнологический запас прочности соединения (Nзс=Nminf-Nmin).
Изобразим принципиальную схему полей допусков посадки с натягом в системеотверстия. Указываем на схеме наибольший функциональный натяг Nmaxf=107,25мкм.
По таблице 1.30 ([1]) в 4….8 квалитетах подбираем поле допуска вала, укоторого es
Выбираем посадку: Æ53 H8/s7
У которой Nmax=83мкм, Nmin=7мкм
Nзс=Nmaxf-Nmax
Nзс=107.25-83=24.25 мкм
От нижней границы поля допуска вала (ei=мкм)откладываем наименьший функциональный натяга (Nminf=16.03мкм) и отмечаем этотуровень как 57 мкм. Следовательно верхнее отклонение отверстия ES
Принимаем поле допускаH8: отверстия Æ42H8(+0.039)
Nзе=Nminf-Nmin
Nзе=16.05-7=9.03 мкм
Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:
/>
/>
TN= Nmax-Nmin
TN=83-7=76
Рекомендуется значение К=1…2.Следовательно, посадка выбрана точно.
3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Для подшипникового узла быстроходного вала выбрать и обосновать классточности подшипника качения.
Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца.
По величине радиальной нагрузки рассчитать и выбрать посадкудля циркуляционно нагруженного кольца.
Выбрать и обосновать посадку местно или колебательнонагруженного кольца.
Рассчитать предельные размеры деталей подшипникового узла,предельные и средние натяги и зазоры в сопряжениях.
Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей.
Выполнить проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадкиего на вал или корпус с натягом.
Определить шероховатость и допускаемые отклонения формы иположения посадочных и опорных торцовых поверхностей заплечников вала иотверстия корпуса.
Определить допуски соосности посадочных поверхностей вала икорпуса.
Обозначить посадки подшипников качения на чертеже.
Вычертить эскизы вала и корпуса с обозначением допусковразмеров, формы, расположения, шероховатости посадочных и опорных торцовыхповерхностей.
Выбор и обоснование класса точности подшипников качения
Выбираем подшипник, исходя из формулы />, так как передачацилиндрическая, то /> следовательно />. Выбираем шариковыйрадиальный однорядный подшипник средней серии.
По таблице 16.3 ([3]) назначаем подшипник № 309.
Номинальные размеры подшипника: d=45мм;D=100мм; В=25мм; r=2,5мм.
В редукторе сельскохозяйственных машин в основном применяютсяподшипники качения 0 класса. Следовательно, принимаем класс точности подшипника– 0.
Выбор вида нагружения внутреннего и наружного кольца.
Изучая конструкцию редуктора цилиндрического, устанавливаем, что кольцовоспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожкикачения и передаёт её также последовательно всей посадочной поверхности вала,следовательно, внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционный виднагружения.
Анализируя условия работы соединения, устанавливаем, что наружноекольцо подшипника не вращается относительно действующей на него радиальнойнагрузки, следовательно, кольцо воспринимает нагрузку лишь ограниченнымучастком окружности дорожки качения и передаёт её соответствующемуограниченному участку посадочной поверхности корпуса. Такой вид нагружениянаружного кольца подшипника называется местным.
Расчёт и выбор посадки для циркуляционно нагруженного кольцапо величине радиальной нагрузки.
Выбор посадки для циркуляционно нагруженного кольцапроизводится по интенсивности радиальной нагрузки. Интенсивность радиальнойнагрузки определяется по формуле:
/>
в=В-2r
Принимаем по табл. 4.92 ([2], стр 287) поле допуска длявнутреннего циркуляционно нагруженного кольца js6 с предельными отклонениями по табл. 1.29 ([1]): es=0 мкм; ei=-15 мкм.Посадкаподшипника на вал
Æ/>
где, L0 –поле допуска посадочного размера (диаметра) внутреннего кольца подшипникакласса точности 0. предельные отклонения внутреннего диаметра кольца подшипникаприведены в табл. 4.82 ([2])
Выбор и обоснование посадки местно нагруженного кольца.
Поле допуска на диаметр отверстия в корпусе под местнонагруженное кольцо подшипника выбираем по табл. 4.89 ([2], стр 285). Принимаемполе допуска Н7 с предельными отклонениями по табл. 1.36 ([1]): ES=35мкм; EI=0
Посадка подшипника в корпусе:
Æ100/>
где l0-поледопуска посадочного размера (диаметра) наружного кольца подшипника классаточности 0.
Предельные отклонения выбираем по табл. 4.83 ([2]
Внутреннее кольцо подшипника Вал наружное кольцо подшипника Отверстие в корпусе О 45 L0 О 45 js6 О 100 l0 O 100 H7
Таблица 3.1-Выбор посадки подшипника №309 для заданныхусловий работы
Расчёт предельных размеров деталей подшипникового узла,предельных и средних натягов и зазоров.
В соединении внутреннего кольца с валом имеем:
Dmax=45ммdmax=45,008ммNmax=20мкм
Dmin=44,988ммdmin=44,992ммSmax=8мкм
В соединении наружного кольца подшипника с корпусом имеем:
Dmax=100,035ммdmax=100ммSmax=43мкм
Dmin=100ммdmin=99,988ммNmax=0
3.1. Проверка наличиярадиального зазора в подшипнике после посадки его на вал:
Находим начальные радиальные зазоры в подшипнике:
Gre min=6мкм; Gre max=20мкм;Gre m=14.5мкм.
Вычисляем диаметральную деформацию дорожки качениявнутреннего кольца. Для этого определяем приведённый наружный диаметр внутреннегокольца:
d0=d+(D-d)/4
d0=45+(100-45)/4=58,75мм.
действительный натяг.
Ne»0,85Nmax
Ne =0,85×20=17мкм
Посадочный зазор: Cr=Crem-Dd1
Определяем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца:
Dd1= Ne×/> мкм
Посадочный зазор Cr=Crem-Dd1
Cr=14.5-13,02=1,5 мкм
Следовательно, при намеченной посадке после установкиподшипника на вал в нём сохраняется радиальный зазор, который и являетсяпосадочным радиальным зазором.
Определим допуски соосностипосадочных поверхностей вала и корпуса. В приложении 7 ГОСТ 3325 – 85 приведенычисловые значения допусков соосности посадочных поверхностей вала и корпуса придлине посадочного места В1=10мм. При другой длине посадочного местаВ2 для получения этих допусков следует табличные значения умножитьна В2/10. тогда допуск соосности поверхностей вала составит:
T0=4B2/10=4*25/10=10мкм, корпуса Т0=8*25/10=20мкм
Обозначение посадки подшипниковкачения приведено на чертеже. Вычертим эскизы вала и корпуса с обозначениемдопусков размеров, формы, расположение, шероховатости посадочных и опорныхторцовых поверхностей.
Шероховатость поверхностей вала и отверстия в корпусе иопорных торцевых поверхностей заплечиков вала и отверстий выбираем не более чемзначение табл. 4.95 ([2]).: Rad=1.25мкм; RaD=2,5мкм;Ra=2,5мкм.
4. Расчёт линейных размерных цепей
Решить линейную размерную цепь(Б∆=3/>)… Выполнить размерныйанализ и построить схему размерной цепи. Рассчитать размерную цепь методомполной взаимозаменяемости и вероятностным методом. Сделать вывод о примененииметодов решения.
4.1 Расчёт размерной цепи методом полной взаимозаменяемости
Составляющие звеньев Б1=119мм; Б2=58мм;Б3=180мм; ТБ∆=1200мкм; ТБ1=350мкм; ТБ2=300мкм;ТБ3=400мкм.
2.Проверяем правильность принятых номинальных размеров составляющихзвеньев, по формуле:
Б∆=∑Бiув-∑Бiум=180-(119+58)=3мм
где m-числоувеличивающих составляющих звеньев; n- число уменьшающих составляющих звеньев.
3.Определяем допуск замыкающего звена:
Предполагаем, что все размеры выполнены по одному квалитету.Определяем среднее число единиц допуска (коэффициент точности) разменной цепи сучетом известных допусков (стандартных деталей ) и по нему определяем квалитет:
ТБ∆= ЕsБ∆-EIБ∆=600-(-600)=1200мкм.
4.Определяем среднее число единиц допуска по формуле:
аC=(ТБ∆-∑ТБiизв.)/∑iопр=1200/(2.17+1,86+2.52)=183.2
По таблице 1.8 ([1] стр.45) находим, что полученное числоединиц допуска приблизительно соответствует JT12.
5.По выбранному квалитету назначаем допуски отклонения, на звеньяисходя из общего правила: для охватывающих размеров, как на основе отверстия(H12), а для охватываемых как наоснове вала (h12). Если это трудно установить, назвено назначаем симметричные отклонения (JT12).
Допуски составляющих звеньев определяем по таблице 1.8 ([1]стр.43): ТБ1=350мкм; ТБ2=300мкм; ТБ3=400мкм.
Тогда />мм; />мм; />мм;
6.Так как коэффициент точности ас не полностьюсоответствует расчётному то одно из звеньев выбираем в качестве корректирующегозвена. При выборе корректирующего звена руководствуются следующимисоображениями. Если выбранный коэффициент точности a, меньшевыбранного коэффициента ас, то есть,а, то в качестве корректирующего звенавыбирается технологически более сложное звено. Если, а>ac, то в качестве корректирующего звенавыбирается технологически более простое звено. Принимаем в качествекорректирующего звена уменьшающее звено Б2. Отклонения корректирующегозвена находим по формулам:
ESБ2кор/>
EIБ2кор/>
7.Проверяем правильность назначения допусков и предельных отклоненийсоставляющих звеньев:
ТБ2=ESБ2кор-EIБ2кор=200-(-250)=450
Во всех уравнениях все условия выдерживаются, следовательно,допуски и предельные отклонения составляющих звеньев обеспечивают заданнуюточность замыкающего звена.
Результаты расчётов размерной цепи сводим в таблицу 6.
Таблица 6- Результаты расчёта размерной цепиЗвенья размерной цепи Значение единицы допуска
Наименование Обозначение Номинальный размер Допуск Предельные отклонения Квалитет расчетный
Заданный или расчётный принятый /> верхнее нижнее /> Уменьшающего
Б1
Б2
119
58
0,35
0,45
0.35
0.45
0,2
-0.35
-0,25
IT12
IT12
2.17
1.86
Увеличивающие
Б3 180 0,4 0,4 -0,4 2,52
Замыкающего
/> 3 1,2 1,2 0,6 -0,6 — —
4.2 Расчёт размерной цепи вероятностным методом
Пункты 1,2,3 расчёта цепи вероятностным методом аналогичнопунктам 1,2,3 расчёта цепи методом полной взаимозаменяемости.
4.принемаем, что рассеяние действительных размеров звеньевблизко к нормальному закону распределения и допуск размера Т равен полюрассеянья для каждого из звеньев цепи, т.е ТБi=/> и TБ/>=/>/>, отсюда коэффициентотносительного рассеяния />, акоэффициент относительной асимметрии (коэффициент характеризующий асимметриюкривой распределения размеров) /> ([2], стр.37).
5.По таблице 3.8 ([2] стр.36) находим значения коэффициентариска t, зависящего от процента риска Р.(процент изделий, размер замыкающих звеньев которые выйдут за установленныепределы). Принимаем ti=t/>, P=0.27%, в этом случае ti=t/>=3. Основываясь на допущениях,принятых в п.п. 4 и 5, среднее значение 6 единицы допуска размерной цепиопределяют по формуле:
ас=[(ТБ∆2-ТБ2iизв)/∑i2опр]1/2=[(12002-0)/(2.172+1.562+2.522)]1/2=315
по таблице 1.8 ([1] стр.45) определяем, что число единицдопуска ас=326.8, приблизительно соответствует 13 квалитету (а=250).
7. Для составляющих звеньев цепи по таблице 1.8 ([1] стр.43)находим допуски в 13 – ом квалитете: ТБ1=0.54 мм. ТБ2=0.46мм.ТБ3=0.63мм
Тогда />мм; />мм; />мм;
так как а/>асзвено Б2=58 мм; принимаем за корректирующее, для которого определяемдопуск по формуле:
TБ2 умкорр=[TБ∆-∑TБi2]1/2=[1.22-(0.542+0.462+0.632)]1/2=0.73мм
8. Проверяем правильность назначения допусков
/>/>/>
/>
следовательно, точность замыкающего звена при этихрасширениях допуска будет обеспечена.
9. Определим предельные отклонения составляющих звеньев. Привероятностном методе расчёта предельных отклонений размеров выражаются черезкоординаты середин полей допусков. Принимаем поля допусков h13 и H13. Если одно из предельных отклонений равно 0, то Ес=(Бi)=0,5/>Тi.Для симметричных полей допусковкоординаты середины поля допуска равна 0.
Следовательно Ес(Б1)=-0,27мм; Ес(Б2)=-0.23мм;
Определяем предельные отклонения звенев:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
10. Определяем середину допуска корректирующего звена Б3, являющего увеличивающим:
/>
/>мм
11. Определяем правильность назначения координаты серединыполя допуска корректирующего звена:
/>
/>
12. Определяем предельные отклонения корректирующего звена Б3
/>
/>
/>
/>
13. Проверяем правильность назначения предельного отклонениясоставляющих звеньев:
/>
/>
/>
/>
Результаты расчётов размерной цепи сводим в таблицу 6.
Таблица 6-Результаты расчёта размерной цепиЗвенья размерной цепи Значение единицы допуска
Наименование Обозначение Номинальный размер Допуск Предельные отклонения
Квалитет
расчетный
Заданный или расчётный принятый /> верхнее нижнее /> /> Уменьшающего
Б1
Б2
119
58
0,54
0,46
0,73
0,54
0.27
0,23
-0.27
-0,23
IT13
IT13
2.17
1.56
Увеличивающие
Б3 180 1,15 0,46 -0,135 -0,865 2,52
Замыкающего
/> 3 1,2 1,2 0,6 -0,6 — —
Сравнивая допуски звеньев рассчитанных разными способамиможно убедиться в том, что расчёт размерных цепей вероятностным методомпозволяет назначать более широкие допуски на обработку деталей, при том жедопуске замыкающего звена.
Список использованных источников
1. Допуски ипосадки: Справочник. 1 часть под редакцией В.Д. Мягкова – 6-е издание – Л.Машиностроение, 1983.
2. Допуски ипосадки: Справочник. 2 часть под редакцией В.Д. Мягкова – 6-е издание – Л.Машиностроение, 1983.
3. Расчёты деталеймашин: Справочное пособие под редакцией А.В. Кузьмина – 3-е издание. Высшаяшкола, 1986.