Министерствообразования и науки Российской Федерации
Федеральноеагентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшегопрофессионального образования
СамарскийГосударственный Аэрокосмический Университет имениакадемика С.П. Королева
Кафедрамеханической обработки материалов
Курсоваяработа
Метрология,взаимозаменяемость, стандартизация, сертификация
Вариант № 12
Выполнил: студент гр. №2304
Митюгин А.С.
Проверил: преподаватель
Смолин В.Д.
Самара 2009
Реферат
Курсовая работа: страниц, таблиц, рисунков , приложение: 2 чертежа формата А3.
Допуск, посадка,зазор, натяг, калибр, резьба, шпонка, подшипник.
Обоснованно иназначены посадки для типовых соединений деталей машин заданной сборочнойединицы и выполнен их расчёт. Также рассчитаны исполнительные размеры калибра-скобыи калибра-пробки. Выполнены рабочие чертежи вала и зубчатого колеса.
Содержание
Введение
1. Определение номинальныхразмеров соединений
2.Назначение и анализ посадок
2.1Соединение внутреннего кольца подшипника свалом
2.2Соединение наружнего кольца подшипника скорпусом
2.3 Соединениезубчатого колеса с валом
2.4Назначение и анализ посадок для шпоночного соединения
2.5Соединение венца косозубого цилиндрического колеса со ступицей
2.6 Соединение крышки подшипника с корпусом
2.7Назначение и анализ посадок для резьбового соединения
3.Определение калибров-пробок и калибров-скоб для отверстия ивала в соединении зубчатого колеса свалом
Заключение
Списокиспользованных источников
Введение
При изготовлении деталей любым способом нельзя обеспечить абсолютноесовпадение их действительных размеров с размерами на чертеже. Отклонения отзаданного размера появляются в результате неточностей станка, приспособления иинструмента, зависят от индивидуальных особенностей оператора и других причин.Для того, чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, необходимовыдерживать каждый размер между двумя допустимыми предельными размерами, разностькоторых образует допуск.
Для удобства указываютноминальный размер детали, а каждый из двух предельных размеров определяют поего отклонению от этого номинального размера. Все отклонения и допускистандартизированы и зависят от номинального размера детали.
При сопряжении двухдеталей взаимное влияние предельных размеров этих деталей определяют типсопряжения, который называется посадкой. Ряд посадок на различные соединениядеталей в машиностроении также стандартизован. Посадка ставится на рабочихчертежах деталей и узлов рядом с номинальными размерами сопряжения. Взависимости от требования к работе узла бывают посадки с зазором, переходные посадки,сочетающие зазор и натяг, и посадки с гарантированным натягом.Вданной работе представлен расчет ряда посадок на наиболее типичные соединениядеталей в машиностроении.
/>/>/>1. Определениеноминальных размеров соединений
Соединение колесас валом
dвала = Dколеса =32 мм.
Соединениеподшипника качения с валом и корпусом
dвнутр = 40 мм;
Dвнеш = 84 мм;
В = 28 мм;
Подшипник серии №204. Шпоночноесоединение по ГОСТ 23360 – 78 имеем:
b = 10 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм, t2 = 3,3 мм, d=32 мм, l=32 ммСоединениекрышки подшипника с корпусом:
Dн = d =63 мм.
Резьбовоесоединение М12. По ГОСТ 9150-81 имеем
Наружный диаметр D = d = 8 мм,
Шаг резьбы P=1,75 мм,
Средний диаметр D2 = d2 = 10,863 мм,
Внутренний диаметрD1 = d1 = 10,106 мм.Соединениевенца косозубого зубчатого колеса со ступицей:
D0=160 мм, d=150 мм, d0=40 мм, l=40 мм
/>/>2. Назначение и анализ посадок/>/>2.1 Соединение внутреннего кольца подшипника с валом (№1)
Подшипники каченияявляются основными изделиями, изготавливаемыми на специализированных(подшипниковых) заводах. В процессе сборки они не подлежат дополнительнойдоработке, поэтому посадка внутреннего кольца на вал осуществляется в системеотверстия, а наружного кольца в корпус в системе вала.
По точности изготовленияв соответствии с ГОСТ 520-71 подшипники делятся (в порядке повышения точности)на следующие классы: 0, 6, 5, 4, 2. С повышением точности подшипниковзначительно возрастает трудоёмкость их изготовления и стоимость. Стоимостьподшипников 6, 5, 4 классов больше стоимости подшипников класса точности 0соответственно в 2,5; 5,5 в 8 раз. В связи с этим не следует применятьподшипники высоких классов точности в узлах, где это не вызывает техническойнеобходимости. Наибольшее применение в машиностроении находят подшипникиклассов точности 0 и 6.
Выбираем подшипник 6-гокласса точности.
Исходя из условиязадачи, выбираем подшипник роликовый радиально-упорный конический, серия №7208 ГОСТ 27365–78 с диаметромнаружного кольца 84 мм, внутреннего – 40 мм.
Пусть подшипник работаетпо схеме I, т.е. наружное кольцо неподвижное, авнутреннее кольцо вращается вместе с валом. Это достигается за счётиспользования полей допусков валов под переходные посадки, что благодаряспецифическому расположению поля допуска на внутреннее кольцо позволяетполучить в соединении небольшой гарантированный натяг. Для этого подходитпосадка />.
1) Для вала ивнутреннего кольца подшипника с номинальными диаметрами D=d=40 мм находим предельные отклонения: для внутреннего кольца подшипника ES = 0 мкм; EI = -10мкм; для вала es = +18 мкм; ei =+2 мкм.
2) Определим допускина их изготовление: для внутреннего кольца подшипника TD=T6 = 10 мкм; для вала Td = T6 = 16 мкм.
3) Рассчитываемпредельные размеры сопрягаемых деталей:
/>/>
Полученные значениясведем в таблицу 1.
Таблица 1Внутреннее кольцо подшипника 20 L6 Вал 20 к6
ES=0
EI=-10мкм
TD=10мкм
Dmax=40,000мм
Dmin=39,99мм
es=+18мкм
ei=+2мкм
Td=16мкм
dmax=40,018мм
dmin=40,002мм
4) Определимпредельные значения натяга:
Nmin=d min-Dmax=40,002 –40,000=0,002 мм=2 мкм;
Nmax=d max — Dmin =40,018 –39,99=0,028 мм=28 мкм;
5) Определим допускпосадки:
TП=Nmax — Nmin=28 — 2=26 мкм.
Изобразим схемурасположения полей допусков на рисунке 1.
/>
Рисунок 1- Схемарасположения полей допусков для соединения внутреннего кольца подшипника свалом/>/> 2.2 Соединение наружного кольца подшипника с корпусом (№2)
Соединениенаружного кольца подшипника с корпусом при рассмотренной схеме работы должнобыть свободным с небольшим зазором, для облегчения сборки и создания условий,обеспечивающих периодическое проскальзывание кольца в корпусе, за счёт чегодостигается равномерный износ беговой дорожки и обеспечивается центрирование.Требуемый характер этого соединения достигается за счёт использования дляотверстия поля допуска H7.
Выбираем поледопуска Н7 и посадку />
1) Для отверстия инаружного кольца подшипника с номинальными диаметрами D=d=84 мм находимпредельные отклонения:
для наружного кольцаподшипника es = 0 мкм; ei = -13 мкм;
для отверстия ES = +35 мкм; EI = 0 мкм.
2) Определим допускина их изготовление:
для внешнего кольцаподшипника Td =T6= 13 мкм;
для отверстия TD =T7 =35 мкм.
3) Рассчитываемпредельные размеры сопрягаемых деталей:
/>
Полученные значениясведем в таблицу 2.
Таблица 2Наружное кольцо подшипника 84 l6 Отверстие 84 Н7
es=0
ei=-13 мкм
Tdп=13 мкм
dmax=84,0 мм
dmin=83,987 мм
ES=+35 мкм
EI=0
Td=35мкм
Dmax=84,035 мм
Dmin=84,0 мм
4) Определимпредельные значения зазора:
Smax=Dmax –dmin=84,035-83,987 =0,048 мм=48 мкм;
Smin=Dmin –dmax=0;
5) Определим допускпосадки:
ТП=Smax– Smin=48-0=48 мкм.
Изобразим схему полей допусков на рисунке 2.
/>
Рисунок 2- Схемарасположения полей допусков для соединения наружного кольца подшипника скорпусом/>/>/>2.3 Соединение зубчатого колеса с валом(№3)
Это соединениенеподвижное, разъёмное. Посадка для этого соединения должна обеспечиватьлегкость монтажа, то есть возможность сборки и разборки соединения в процессеэксплуатации и ремонта, и хорошее центрирование колеса на валу. Сочетание всехэтих требований возможно лишь при небольших натягах и зазорах, поэтомунеобходимо использовать переходную посадку.
Выбираем наиболеерекомендуемую переходную посадку в системе отверстия Н7/к6.
1) Для вала иотверстия с номинальными диаметрами D=d=32 мм находим предельные отклонения:
для отверстия ES = +25 мкм; EI = 0 мкм;
для вала es =+18 мкм; ei =+2 мкм.
2) Определим допускина их изготовление:
для отверстия TD =T7=25 мкм;
для вала Td =T6 = 16 мкм.
3) Рассчитываемпредельные размеры сопрягаемых деталей:
/>
Полученные значениясведем в таблицу 3.
Таблица 3Отверстие 32Н7 Вал 32 к6
ES=+25 мкм
EI=0
TD=25мкм
Dmax=32,025 мм
Dmin=32,0 мм
es=+18 мкм
ei=+2 мкм
Td=16 мкм
dmax=32,018 мм
dmin=32,002 мм
4) Определимпредельные значения натяга и зазора:
Smax=Dmax –dmin=32,025-32,002 =0,023 мм=23 мкм;
Smin= 0;
Nmax= dmax-Dmin = 32,018-32,0=0,018 мм=18 мкм,
5) Определим допуск посадки:
ТП =TD + Td = 25 + 16 = 41 мкм.
Принимая Т=6s, определимсреднеквадратическое отклонение для отверстия и для вала:
/>
Суммарное значение:
/>
Определим среднееотклонение размера вала и отверстия:
/>
Так как />, то впосадке наиболее вероятно получение зазора.
/>
/>, тогда
/>
Вероятностьполучения соединения с зазором:
/>
Вероятностьполучения соединения с натягом:
PN = 1 – PS= 1 – 0,6915= 0,3085.
Таким образом, вданной посадке при достаточно большом количестве деталей в партии можно ожидатьпоявления 69,15 % соединений с зазором и 30,85 % с натягом. Изобразим полядопусков ПП Ø32 Н7/к6 на рисунке 3.
/>
Рисунок 3- Схема расположения полей допусковдля посадки Ø32 Н7/к6
/>
Рисунок 4- Криваянормального распределения для посадки Ø32/>2.4 Назначение и анализ посадок для шпоночного соединения(№4)
Шпоночные соединенияприменяют для передачи крутящего момента от шкива или зубчатого колеса к валуили наоборот.
Посадка шпонки впаз вала и в паз ступицы выбирается в системе вала. Это обусловлено тем, чтоосновная деталь – шпонка. Она изготовлена по ГОСТ 23360 – 78. Соединение шпонкис валом должно быть достаточно плотным, чтобы шпонка не перемещалась относительнопаза. Соединение шпонки со ступицей должно быть свободным, с небольшим зазором,чтобы обеспечить легкость монтажа. Руководствуясь учебным пособием, выбираемнормальный характер шпоночного соединения.
По характерувоспринимаемой нагрузке и условиям сборки различают три вида шпоночныхсоединений:
1) свободноесоединение, применяемое при действии нереверсивных равномерных нагрузок, дляполучения подвижных соединений при легких режимах работы и при затрудненныхусловиях сборки;
2) нормальноесоединение — неподвижное, не требующее частых разборок не воспринимающееударных реверсивных нагрузок, отличающееся благоприятными условиями сборки;
3) плотноесоединение, характеризуемое вероятностью получения примерно одинаковыхнебольших натягов в соединениях шпонок с обоими пазами, применяется при редкихразборках и реверсивных нагрузках (сборка осуществляется напрессовкой)
/>
Рисунок 5 –схемарасположения полей допусков шпоночных соединений
Данное соединение должно исключатькакие-либо смещения соединяемых деталей. Это требования выполняются приминимальных зазорах или их отсутствии. Но, вместе с тем, данное соединениедолжно обладать благоприятными условиями сборки для более удобного контроля илизамены. Так как рассматриваемый редуктор
Геометриясоединения:
-диаметр вала d=32мм;
-длина шпонки l=32мм;
-ширина шпонкиb=10 мм;
-высота шпонки h=8мм;
-глубинашпоночного паза вала t1=5 мм;
-глубинашпоночного паза ступицы t2=3,3 мм.
Таким образом, длясоединения шпонка – вал выбираем посадку />,для соединения шпонка – шпоночный паз ступицы /> -при нормальном соединении. Расчет посадки />
1) Для паза вала и шпонкис номинальными размерами B=b=10 мм находим предельные отклонения:
для паза вала ES = 0 мкм; EI = -43 мкм;
для шпонки es = 0 мкм; ei = -43 мкм.
2) Определим допуски наих изготовление:
для паза вала TD =T9 = 43 мкм;
для шпонки Td =T9 =43 мкм.
Рассчитываем предельныеразмеры сопрягаемых деталей:
/>
/>
Результаты расчетовзапишем в таблицу 4
Таблица 4.Шпоночный паз вала 10N9 Шпонка 10h9 Шпоночный паз ступицы 10Js9
ESI = 0 мкм
EII = -43 мкм
T9 = 43 мкм
es = 0
ei = -43 мкм
T9 = 43 мкм
ESII = 21,5 мкм
EIII = -21,5 мкм
T9 = 43 мкм
Определим предельныезначения зазора и натяга:
Smax=Bmax – bmin=10,0 – 9,957=0,043 мм=43 мкм;
Nmax=bmax– Bmin=10,0 – 9,957=0,043 мм=43 мкм;
Определим допуск посадки:
ТП= Smax+Nmax=43+43=86 мкм.
Расчёт посадки 10/>:
1) Для паза втулки ишпонки с номинальными размерами B’=b=10мм находим предельные отклонения:
для паза втулки ES = +21,5 мкм; EI = -21,5 мкм;
для шпонки es = 0 мкм; ei = -43 мкм.
2) Определим допускина их изготовление:
для паза втулки TD =T9 = 43 мкм;
для шпонки Td =T9 =43 мкм.
3) Рассчитываемпредельные размеры сопрягаемых деталей:
/>
/>
Результаты вычисленийзанесем в таблицу 4.
4) Определимпредельные значения зазора и натяга:
S’max=B`max –bmin=10,0215– 9,957=0,0645 мм=64,5 мкм;
N’max=bmax– B`min=10– 9,9785=0,0215мм=21,5 мкм.
5) Определим допускпосадки:
ТП= Smax+Nmax=64,5+21,5=86 мкм.
Определимпредельные отклонения размеров шпоночного соединения (данные берём в учебномпособии) и запишем их в таблицу 5.
Таблица 5Высота шпонки h, мм Предельные отклонения Высоты h, мкм Размеров Длины
d-t1
d-t2 8 h11 -0.2 +0.2 h14 Н15
Изобразим нарисунке 6 схему полей допусков шпоночного соединения.
/>
Рисунок 5- Схемарасположения полей допусков для шпоночного соединения
2.5 Соединение венца цилиндрического колеса со ступицей(№5)
Посадки с натягомпредназначены для неподвижных неразъёмных, не разбираемых соединений.Неподвижность соединений при этих посадках достигается, как правило, лишь засчёт сил трения, возникающих на сопрягаемых поверхностях деталей вследствие ихдеформаций при сборке. В ряде случаев при передаче очень больших нагрузок всоединениях с натягом дополнительно могут использоваться крепёжные детали:винты, штифты, шпонки т.п.
Сборка деталей взависимости от их конструкции, размеров и величины требуемого натяга можетосуществляться под прессом при нормальной температуре (продольная запрессовка),а так же с нагревом охватывающей или охлаждением охватываемой деталей (способтермических деформаций или поперечная запрессовка).
Запишем определенные вразделе 1 номинальные размеры ступицы и венца зубчатого колеса:
Do=160 мм;
D=150 мм;
l=40 мм;
d0 =40мм;
Из условия неподвижностисоединения в зависимости от характера передаваемой нагрузки определим требуемоеминимальное давление на контактных поверхностях соединения Pmin,МПа.
При действиикрутящего момента Мкр, Н×м
/>,
где:
Мкр=430Н×м – крутящий момент;
l=40 мм – длинасоединения;
d=150 мм –номинальный диаметр соединения;
f=0,07 –коэффициент трения на сопрягаемых поверхностях при механической запрессовке.
/>
Используя законГука и решения задачи Ламе, можно рассчитать величину наименьшего натяга Nminрасч(мкм), при котором будет обеспечена неподвижность соединения:
/>.
В данной формуле EDи Ed – модули упругости материалов сопрягаемых деталей.
Ed=2,1×105 МПа;
ED=2,1×105 МПа.
СD и Сd– коэффициенты Ламе, определяемые по формулам:
/>;
/>.
Здесь, D0и d0– наружный диаметрохватывающей детали и диаметр внутренней полости охватываемой детали. В нашемслучае
D0=100мм;
d0=30мм.
/>D и />d – коэффициентыПуассона соответственно для охватывающей и охватываемой деталей,/>D =0,3; />d =0.3;
Тогда:
/>
/>
/>.
На основе теорий онаибольших касательных напряжениях определим максимально допустимое давление Pmax,при котором отсутствуют пластические деформации соединяемых деталей:
/>
/>
где:
PDmax –максимально допустимое давление для охватывающей детали;
Pdmax –максимально допустимое давление для охватываемой детали;
/>=800 МПа – пределтекучести охватывающей детали;
/>=650 МПа – пределтекучести охватываемой детали.
Выбираемнаименьшее из двух значений PDmax=56.188 МПа.
Определим величинунаибольшего расчётного натяга:
/>
/>
По [1] (см.стр.31, рис.14) c=0,62
Учтём поправку насмятие неровностей контактных поверхностей отверстия и вала. Из рядастандартных значений по [1] (стр.31) выбираем:
RaD=1.0 мкм, Rad=1.0 мкм.
/>
С учётом поправкиопределяем минимальную и максимальную величины функциональных натягов:
Nmin функ= Nmin расч+Dш=51.75+10.0=61.75мкм;
Nmax функ= Nmax расч+Dш=414.75+10.0=424.75мкм.
По данным (ГОСТ25364-88 и ГОСТ 25347-82) выбираем посадку, удовлетворяющую условиям:
Nmincm³Nminфунк ,
Nmaxcm£Nmaxфунк, выбираем посадкуG7/t6:
Nmincm=70 мкм
Nmaxcm =145мкм
где: Nmin ст и Nmax ст – значениянатяга, обеспечиваемые какой либо стандартной посадкой.
Изобразим схемуполей допусков для посадки G7/t6:/>
Рисунок 6- Схемарасположения полей допусков для соединения венца и ступицы зубчатого колеса2.6 Соединение крышки подшипника с корпусом
Назначение крышкиподшипника – обеспечить герметичность узла и правильную ориентацию подшипника, недавая ему свободно перемещаться относительно корпуса.
Данное соединениедолжно быть по характеру неподвижным, разъёмным. Посадка для этого соединениядолжна обеспечивать легкость монтажа, следовательно, для удобства эксплуатации долженбыть обеспечен небольшой зазор.
Следует помнить,что корпус обработан под сопряжение с соответствующим кольцом подшипника и,следовательно, предельное отклонение для него уже выбрано (H7).
На основе всех фактороввыбираем наиболее рекомендуемую посадку с зазором в системе отверстия Н7/g7.
1) Для вала иотверстия с номинальными диаметрами D=d=63 мм находим предельные отклонения:
для отверстия ES = +30 мкм; EI = 0 мкм;
для вала es = -10 мкм; ei = -40 мкм.
2) Определим допускина их изготовление:
для отверстия TD =T7=30 мкм;
для вала Td =T7 = 30 мкм.
3) Рассчитываемпредельные размеры сопрягаемых деталей:
/>
Полученные значениясведем в таблицу 3.
Таблица 6 Отверстие 63 Н7 Вал 63 g7
EI=0
ES=+30 мкм
Dmax=63,030 мкм
Dmin=63,0 мкм
es=-10 мкм
ei=-40 мкм
dmax=62,99 мкм
dmin=62,96 мкм
4) Определимпредельные значения зазора:
/>
5) Определим допускпосадки:
/>
Изобразим схему полейдопусков на рисунке 7./>
Рисунок 7. Схемарасположения полей допусков для соединения крышки подшипника с корпусом/>/>/> 2.7 Назначение и анализ посадок для резьбового соединения (№7)
Поля допусков нанаружный и внутренний диаметры гайки и болта построены таким образом, чтобыобеспечить гарантированный зазор.
Выбираемскользящую посадку, причём посадка резьбы корпуса 7Н, посадка резьбы вала 6g.
Исходные данные: D= d = 16мм, класс точности – средний.
1) Из справочныхданных находим номинальные значения диаметров:
D = d = 8,000; D2 = d2 = 7,190; D1 = d1 = 6,650
2) Предельныедиаметры болта:
d2max=d2+ esd2=7,190-0,026=7,1644мм(esd2=-26 мкм для поля допуска диаметра 6g)
d2min=d2+ eid2=7,190-0,144=7,046мм(eid2=-144 мкм для поля допуска диаметра 6g)
dmax= d+ esd=8,000-0,026=7,974мм(esd=-26 мкм для полядопуска диаметра 6g)
dmin=d+ eid=8,000-0,206=7,794мм(eid2=-206 мкм для поля допуска диаметра 6g)
d1max=d1+ esd1=6,650-0,026=6,624мм(eid2=-26мкм для поля допуска диаметра 6g)
d1minне нормируется
3) Предельные диаметрыгайки:
D2max=D2+ ESd2=7,190+0,200=7,390мм(ESd2=+200 мкм для поля допуска диаметра 7H)
D2min=D2+ EId2=7,190+0=7,190мм (EId2=0 мкм для полядопуска диаметра 7H)
Dmin = D+ EId=8,000+0=8,000мм(EId=0 мкм для полядопуска диаметра 7H)
Dmax не нормируется
D1min =D1+ EId1=6,650+0=6,650мм (EId2=0 мкм для полядопуска диаметра 7H)
D1max не нормируется
Запишем в своднуютаблицу 8 параметров резьбы значения предельных отклонений, а также значениязазоров.
Таблица 8 Сводная таблицапараметров резьбыНоминальные диаметры резьбового соединения М8 х 1,25 — 7H/6g D = d = 8,000
D2 = d2 = 7,190
D1 = d1 = 6, 650 Внутренняя резьба (гайка) – М16 х 1 — 7Н
EID
ESD
EID2
ESD2
EID1
ESD1 не огран. +200 +300
Dmin, мм
Dmax, мм
D2min, мм
D2max, мм
D1min, мм
D1max, мм 8,000 не огран. 7,190 7,390 6,65 6,950 Наружняя резьба (болт) – М8 х 1,25 — 6g
esd
eid
esd2
eid2
esd1
eid1 -26 -206 -26 -144 -26 не огран.
dmax, мм
dmin, мм
d2max, мм
d2min, мм
d1max, мм
d1min, мм 7,974 7,794 7,164 7,046 6,624 не огран. Величина предельных зазоров, мкм
SD(d)min
SD(d)max
SD2(d2)min
SD2(d2)max
SD1(d1)min
SD1(d1)max 26 не огран. 26 344 26 не огран.
/>/>3. Определение калибров-пробок и калибров-скоб дляотверстия и вала в соединении ступицы цилиндрического колеса с валом (№3)
Наиболеерекомендуемой посадкой для данного сопряжения (соединение неподвижное, разъёмное, требующая хорошеецентрирование колеса на валу) является посадка Н7/к6. Допуски на посадку /> и схема полей допусковприведены в п.2. Определим размеры калибров-пробок для отверстия диаметром 30 мм и посадкой Н7. Предельныеотклонения имеют значения:
EI=0мкм, ES=+21мкм.
Наибольший инаименьший предельные размеры отверстия:
Dmax=30,000мм, Dmin=30,0210мм.
По таблицам ГОСТ24853-81 для квалитета 7 и интервалов размеров 30-50мм находим допуски иотклонения калибров для расчётов размеров:
Н=4мкм;
Z=3мкм;
Y=3мкм.
Рассчитаемпроходную сторону:
Р-ПРmax=Dmin+Z+H/2=30,000+0,003+0,004/2=30,005мм;
Р-ПРmin=Dmin+Z-H/2=30,000+0,003-0,004/2=30,001мм;
Р-ПРизн=Dmin-Y=30,000 -0,003=29,997мм.
Рассчитаем непроходную сторону:
P-HEmin=Dmax+H/2=30,021+0,004/2=30,019мм;
P-HEmax=Dmax-H/2=30,021-0,004/2=30,0023мм.
Размеры походнойстороны калибра-пробки:
на чертеже 30,002-0,003 мм;
предельные:
наибольший 30,005 мм;
наименьший 29,999 мм.
Размеры непоходнойстороны калибра-пробки:
на чертеже 45,021-0,002 мм;
предельные:
наибольший 45,019 мм;
наименьший 45,023 мм.
Определим размерыкалибра-скобы для вала диаметром 30 мм и посадкой к6.
Предельныеотклонения имеют значения:
ei=+2мкм, es=+18мкм.
Наибольший инаименьший предельные размеры вала:
dmax=30,018мм, dmin=30,002мм.
По таблицам для 6квалитета и данного интервала размеров определяем данные для расчёта:
Z1=3,5 мкм;
Y1=3 мкм;
Н1=4 мкм;
Нp=1,5 мкм
Рассчитаемпроходные и непроходные стороны калибра-скобы:
П-ПРmax=dmax-Z1+H1/2=30,018-0,0035+0,004/2=30,0165мм;
П-ПРmin=dmax-Z1-H1/2=30,018-0,0035-0,004/2=30,0125мм;
П-ПРизн=dmax+Y1=30,018+0,0035=30,0215мм;
П-НЕmax=dmin+H1/2=30,002+0,004/2=30,004мм;
П-НЕmin=dmin-H1/2=30,002-0,004/2=30,000 мм.
Размеры походнойстороны калибра-скобы:
на чертеже 30,0125+0,004 мм;
предельные:
наибольший 30,0165 мм;
наименьший 30,0125 мм.
Размеры непоходнойстороны калибра-скобы:
на чертеже 30,000+0,004 мм;
предельные:
наибольший 30,004 мм;
наименьший 30,000 мм.
Рассчитаем размерыконтрольных калибров:
К-ПPmax=dmax — Z1 + Hp/2 = 30,018 –0,035+0,0015/2=29,98375 мм
К-НЕmax=dmin+Hp/2=30,002+0,0015/2=30,00275мм
К-Иmax=dmax+Y1+Hp/2=30,018+0,003+0,0015/2=30,02175мм
Изобразим схему полейдопусков для рабочих калибра-пробки и калибра-скобы на рисунке 9
/>
/>/>Заключение
В данной курсовой работепроведены все необходимые расчеты, которые требуются по заданию. Учтеныконструктивные особенности механизма и условия его работы. Мы изучили методикурасчета допустимых значений максимального и минимального натяга в посадке ирассчитали стандартную посадку с натягом, посадку колец подшипника с валом икорпусом, назначили на сопрягаемые детали отклонения формы посадочныхповерхностей и шероховатости, а также назначили поля допусков для деталей,входящих в шпоночное соединение.
/>/>Список использованных источников
1.Лепилин В.И., Бурмистров Е.В. «Основывзаимозаменяемости в авиастроении ». СГАУ 2002г.
2.Лепилин В.И., Попов И.Г. и др. Учебное пособие «Основывзаимозаменяемости в авиастроении » КуАИ, 1991г.
3.Урывский Ф.П., Уланов Б.Н. Методические указания "Размерные цепи" КуАИ 1982г.