Метрология, взаимозаменяемость, стандартизация, сертификация

Метрология, взаимозаменяемость, стандартизация, сертификация

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Самарский Государственный Аэрокосмический Университет имени академика С.П. Королева

Кафедра механической обработки материалов

Курсовая работа

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 и назначены посадки для типовых соединений деталей машин заданной сборочной единицы и выполнен их расчёт. Также рассчитаны исполнительные размеры калибра-скобы и калибра-пробки. Выполнены рабочие чертежи вала и зубчатого колеса.

• 1. Определение номинальных размеров соединений
• 2. Назначение и анализ посадок
• 2.1 Соединение внутреннего кольца подшипника с валом
• 2.2 Соединение наружнего кольца подшипника с корпусом
• 2.3 Соединение зубчатого колеса с валом
• 2.4 Назначение и анализ посадок для шпоночного соединения
• 2.5 Соединение венца косозубого цилиндрического колеса со ступицей
• 2.6 Соединение крышки подшипника с корпусом
• 2.7 Назначение и анализ посадок для резьбового соединения
• 3. Определение калибров-пробок и калибров-скоб для отверстия и вала в соединении зубчатого колеса с валом
• Заключение
• Список использованных источников
• Введение

При изготовлении деталей любым способом нельзя обеспечить абсолютное совпадение их действительных размеров с размерами на чертеже. Отклонения от заданного размера появляются в результате неточностей станка, приспособления и инструмента, зависят от индивидуальных особенностей оператора и других причин. Для того, чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, необходимо выдерживать каждый размер между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск.

Для удобства указывают номинальный размер детали, а каждый из двух предельных размеров определяют по его отклонению от этого номинального размера. Все отклонения и допуски стандартизированы и зависят от номинального размера детали.

При сопряжении двух деталей взаимное влияние предельных размеров этих деталей определяют тип сопряжения, который называется посадкой. Ряд посадок на различные соединения деталей в машиностроении также стандартизован. Посадка ставится на рабочих чертежах деталей и узлов рядом с номинальными размерами сопряжения. В зависимости от требования к работе узла бывают посадки с зазором, переходные посадки, сочетающие зазор и натяг, и посадки с гарантированным натягом.

В данной работе представлен расчет ряда посадок на наиболее типичные соединения деталей в машиностроении.

1. Определение номинальных размеров соединений

dвала = Dколеса =32 мм.

dвнутр = 40 мм;

Dвнеш = 84 мм;

В = 28 мм;

Подшипник серии № 204. Шпоночное соединение по ГОСТ 23360 - 78 имеем:

b = 10 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм, t2 = 3,3 мм, d=32 мм, l=32 мм

Соединение крышки подшипника с корпусом:

Dн = d =63 мм.

Резьбовое соединение 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 диаметр D1 = d1 = 10,106 мм.

Соединение венца 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 качения являются основными изделиями, изготавливаемыми на специализированных (подшипниковых) заводах. В процессе сборки они не подлежат дополнительной доработке, поэтому посадка внутреннего кольца на вал осуществляется в системе отверстия, а наружного кольца в корпус в системе вала.

По точности изготовления в соответствии с ГОСТ 520-71 подшипники делятся (в порядке повышения точности) на следующие классы: 0, 6, 5, 4, 2. С повышением точности подшипников значительно возрастает трудоёмкость их изготовления и стоимость. Стоимость подшипников 6, 5, 4 классов больше стоимости подшипников класса точности 0 соответственно в 2,5; 5,5 в 8 раз. В связи с этим не следует применять подшипники высоких классов точности в узлах, где это не вызывает технической необходимости. Наибольшее применение в машиностроении находят подшипники классов точности 0 и 6.

Выбираем подшипник 6-го класса точности.

Исходя из условия задачи, выбираем подшипник роликовый радиально-упорный конический, серия №7208 ГОСТ 27365-78 с диаметром наружного кольца 84 мм, внутреннего - 40 мм.

Пусть подшипник работает по схеме I, т.е. наружное кольцо неподвижное, а внутреннее кольцо вращается вместе с валом. Это достигается за счёт использования полей допусков валов под переходные посадки, что благодаря специфическому расположению поля допуска на внутреннее кольцо позволяет получить в соединении небольшой гарантированный натяг. Для этого подходит посадка .

Для вала и внутреннего кольца подшипника с номинальными диаметрами D=d=40 мм находим предельные отклонения: для внутреннего кольца подшипника ES = 0 мкм; EI = -10 мкм; для вала es = +18 мкм ; ei = +2 мкм.

Определим допуски на их изготовление: для внутреннего кольца подшипника TD=T6 = 10 мкм; для вала Td = T6 = 16 мкм.

Рассчитываем предельные размеры сопрягаемых деталей:

Полученные значения сведем в таблицу 1.

Таблица 1

4) Определим предельные значения зазора:

Smax=Dmax - d min=84,035-83,987 =0,048 мм=48 мкм;

Smin=Dmin - d max=0;

5) Определим допуск посадки:

ТП=Smax - Smin=48-0=48 мкм.

Изобразим схему полей допусков на рисунке 2.

Рисунок 2- Схема расположения полей допусков для соединения наружного кольца подшипника с корпусом

2.3 Соединение зубчатого колеса с валом (№3)

1) Для вала и отверстия 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 допуски на их изготовление:

для отверстия TD =T7=25 мкм;

для вала Td =T6 = 16 мкм.

3) Рассчитываем предельные размеры сопрягаемых деталей:

Полученные значения сведем в таблицу 3.

Таблица 3

4) Определим предельные значения натяга и зазора:

Smax=Dmax - d min=32,025-32,002 =0,023 мм=23 мкм;

Smin= 0;

Nmax= d max -Dmin = 32,018-32,0=0,018 мм=18 мкм,

5) Определим допуск посадки:

ТП =TD + Td = 25 + 16 = 41 мкм.

Принимая Т=6, определим среднеквадратическое отклонение для отверстия и для вала:

Суммарное значение:

Так как , то в посадке наиболее вероятно получение зазора.

, тогда

Вероятность получения соединения с зазором:

Вероятность получения соединения с натягом:

PN = 1 - PS = 1 - 0,6915 = 0,3085.

Таким образом, в данной посадке при достаточно большом количестве деталей в партии можно ожидать появления 69,15 % соединений с зазором и 30,85 % с натягом. Изобразим поля допусков ПП O32 Н7/к6 на рисунке 3.

Рисунок 3- Схема расположения полей допусков для посадки O32 Н7/к6

Рисунок 4- Кривая нормального распределения для посадки O32

2.4 Назначение и анализ посадок для шпоночного соединения (№4)

Шпоночные соединения применяют для передачи крутящего момента от шкива или зубчатого колеса к валу или наоборот.

Посадка шпонки в паз вала и в паз ступицы выбирается в системе вала. Это обусловлено тем, что основная деталь - шпонка. Она изготовлена по ГОСТ 23360 - 78. Соединение шпонки с валом должно быть достаточно плотным, чтобы шпонка не перемещалась относительно паза. Соединение шпонки со ступицей должно быть свободным, с небольшим зазором, чтобы обеспечить легкость монтажа. Руководствуясь учебным пособием, выбираем нормальный характер шпоночного соединения.

По характеру воспринимаемой нагрузке и условиям сборки различают три вида шпоночных соединений:

1) свободное соединение, применяемое при действии нереверсивных равномерных нагрузок, для получения подвижных соединений при легких режимах работы и при затрудненных условиях сборки;

2) нормальное соединение - неподвижное, не требующее частых разборок не воспринимающее ударных реверсивных нагрузок, отличающееся благоприятными условиями сборки;

3) плотное соединение, характеризуемое вероятностью получения примерно одинаковых небольших натягов в соединениях шпонок с обоими пазами, применяется при редких разборках и реверсивных нагрузках (сборка осуществляется напрессовкой)

Рисунок 5 -схема расположения полей допусков шпоночных соединений

Данное соединение должно исключать какие-либо смещения соединяемых деталей. Это требования выполняются при минимальных зазорах или их отсутствии. Но, вместе с тем, данное соединение должно обладать благоприятными условиями сборки для более удобного контроля или замены. Так как рассматриваемый редуктор

Геометрия соединения:

-глубина шпоночного паза вала t1=5 мм;

-глубина шпоночного паза ступицы t2=3,3 мм.

Таким образом, для соединения шпонка - вал выбираем посадку , для соединения шпонка - шпоночный паз ступицы - при нормальном соединении. Расчет посадки

1) Для паза вала и шпонки с 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 на их изготовление:

для паза вала TD =T9 = 43 мкм;

для шпонки Td =T9 =43 мкм.

Рассчитываем предельные размеры сопрягаемых деталей:

Результаты расчетов запишем в таблицу 4

Таблица 4.