Категории:

Дом Здоровье Зоология Информатика Искусство Искусство Компьютеры Кулинария Маркетинг Математика Медицина Менеджмент Образование Педагогика Питомцы Программирование Производство Промышленность Психология Разное Религия Социология Спорт Статистика Транспорт Физика Философия Финансы Химия Хобби Экология Экономика Электроника

Задача 5. Для заданного номинального размера соединения выбрать размеры шпонки и шпоночных пазов для соединения с призматической шпонкой.

ОБРАЗЕЦ

ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ

К курсовой работе

по дисциплине «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения»

Выполнил студент гр. ТОМ – ….

Незнайкин Н.Н.

Проверил: ст. препод.

Выскребенцев Э.П.

Алчевск, 2009

Задача 1. Известны предельные значения варианта сопряженных диаметров отверстия и вала: D = 220^{+0,029 мм и d= 220 мм. Как изменится характер посадки, если изменятся предельные отклонения у сопрягаемых деталей на E}I= +55 мкм и ei= -25 мкм, при неизменных значениях величин допусков TD и Td. Решение представить аналитически и графически.

Решение. По данным в условии задачи построим схему расположения полей допусков заданного сопряжения. Смотреть рисунок 1. Из задания видно, что отверстие имеет: номинальный размер 220 мм с предельными отклонениями ES = +0,029 мм, а EI = 0. А вал имеет: номинальный размер 220 мм с предельными отклонениями es = +0,050 мм ei = +0,004 мм.

Допуск на изготовление отверстия будет равен

T_D = ES – EI = 0,029 – 0 = 0,029 мм.

Допуск у вала

T_d = es – ei = 0,050 – 0,004 = 0,046 мм.

Выясним характер посадки методом “max-min” для этого выясним, что возникнет в сопряжении, если отверстие и вал будут иметь значения, определяемые их предельными отклонениями. При сопряжении D_max и d_max размер вала будет больше размера отверстия и в сопряжении может возникнуть натяг (N). Соответственно сравним другие варианты сопряжения предельных размеров через их предельные отклонения.

Из схемы полей допусков видно, что ES > ei – тогда возникнет максимальный зазор равный

S_max = ES – ei = 0,029 – 0,004 = 0,025 мм.

Но в тоже время EI < es – тогда возникает максимальный натяг равный

N_max = es – EI = 0,050 – 0 = 0,050 мм.

А ei > EI – тоже возникнет натяг.

Из анализа видно, что в сопряжении могут возникнуть как зазоры, так и натяги, следовательно, это переходная посадка.

Если изменить координаты предельных отклонений, а при этом величина допуска у вала и отверстия останется неизменным, то тогда координаты других предельных отклонений у вала и отверстия будут равны:

ES = EI + T_D = 0,055 + 0,029 = 0,084 мм,

еs = ei + Td = (–0,025) + 0,046 = +0,021 мм

По полученным данным построим схему расположения полей допусков у изменённой посадки. Смотреть рисунок 2.

Проанализируем характер посадки методом сравнения. Из схемы видно, что выполняется условие EI > es, значит это посадка с гарантированным (N_min) натягом.

Для такой посадки необходимо знание максимального и минимального натяга. Они будут равны

N_max = ES – ei = 0,084 – (–0,025) = 0,109 мм,

N_min = EI – es = 0,055 – 0,021 = 0,034 мм.

Вывод: в случае изменения предельных отклонений у вала и отверстия, при неизменных значениях их допусков, изначальный характер переходной посадки изменится на посадку с гарантированным натягом.

Задача 2. В новой машине посадка двух деталей имела свое значение Ø 45 К8/h8. При ремонте машины, в результате износа отверстия, был изготовлен вал размером

Ø 50,5 . Каким должен быть ремонтный размер отверстия для сохранения первоначального характера посадки. Решение должно сопровождаться аналитическим и графическим решением.

Решение. Из условия задачи установим размеры и поля допусков сопрягаемых деталей.

Размер отверстия Ø 45 К8, а вала Ø 45 h8.

Из справочной литературы [1, табл. 3.2] по условному обозначению полей допусков, состоящего из обозначения основного отклонения (буква) и квалитета (цифра), определим их предельные отклонения.

Для отверстия ES = +0,012 мм; EI = (–0,027) мм.

Для вала es = 0 мм, ei = (–0,039) мм.

По полученным данным построим схему расположения полей допусков (см. рисунок 3) и проанализируем характер посадки. Используя метод сравнения из схемы видно, что EI < es и ei < ES отсюда делаем вывод – в новой машине установлена переходная посадка. Для такой посадки необходимо знание максимального натяга и максимального зазора возможного в соединении.

Они будут равны:

Nmax = es – EI = 0 – (–0,027) = 0,027 мм,

Smax = ES – ei = 0,012 – (–0,039) = 0,051 мм.

Для того чтобы с выточенным ремонтным валом остался прежний характер посадки отверстие должно иметь такие предельные отклонения:

ES = ei + Smax = 0,003 + 0,051 = 0,054 мм,

EI = es – Nmax = 0,023 – 0,027 = (–0,004) мм.

В результате вычислений ремонтное отверстие должно быть расточено с таким размером: Ø 50,5

Задача 3. Для подшипника 6-204 выбрать посадки колец на вал и в корпус. Исходные данные: радиальная нагрузка Fr = 2500 H, нагрузка ударная, перегрузка 150%, осевая нагрузка отсутствует. Вид нагружения колец: внутреннего – циркуляционный, наружного – местный.

Из маркировки подшипника следует, что задан радиальный однорядный шариковый подшипник легкой серии, класс точности 6.

В таблице В.1[1,с.72] находим основные размеры подшипника:

- посадочный размер наружного кольца D = 47 мм;

- посадочный размер внутреннего кольца d = 20 мм;

- ширина колец В = 18 мм;

- радиус фаски r = 1,5 мм.

В таблице В.2 и В.3 [1,с.73] находим предельные отклонения посадочных размеров колец.

Внутреннее кольцо имеет отклонения:

ES = 0,

EI = - 8 мкм = - 0,008 мм.

Наружное кольцо:

es = 0,

ei = - 9 мкм = - 0,009 мм.

Наружное кольцо испытывает местный вид нагружения. Дляотверстия, соединенного с этим кольцом, по таблице В.4 [1,с.74] выбираем рекомендуемое поле допуска Js6.

Отклонения отверстия Æ47 Js6 по таблице А.2 [1,c. 58] составляют:

ES = +8 мкм = +0,008 мм,

EI = - 8 мкм = – 0,008 мм.

Для внутреннего кольца, испытывающего циркуляционный вид нагружения, определяем интенсивность нагрузки

где F_r = 2500 H = 2,5 кH – радиальная нагрузка;

В = 18 мм = 0,018 м – ширина кольца;

r = 1,5 мм = 0,0015 м – радиус фаски;

К₁ – динамический коэффициент посадки при перегрузке до 150% К₁ = 1,0;

К₂ – коэффициент, учитывающий ослабление натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале К₂ = 1,0);

К₃ – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между телами качения в двухрядных или сдвоенных подшипниках.

Для однорядных К₃ = 1,0.

Значения коэффициентов взяты из [3, C.286].

Тогда интенсивность нагрузки будет:

Pr = 2,5 /(0,018 – (0,0015∙2) 1,0 х 1,0 х 1,0 = 119 кН/м

Согласно таблице В.5, [1,С.74] заданным условиям нагрузки для вала соответствует поле допуска js6. Из таблицы А.2 [1,С.57] находим предельные отклонения вала Æ20js6:

es = +6,5 мкм = +0,0065 мм,

ei = – 6,5 мкм = –0,0065 мм.

Внутреннее кольцо подшипника имеет размер Æ20 _{– 0, 008 мм.}

Вал, соединяемое с этим кольцом, имеет размер Æ20 ±0,0065 мм.

Наибольший натяг составит:

N_max = es – EI = 0,0065 – (- 0,008)= 0,0145 мм.

Проверим допустимость этого натяга из условия прочности кольца

(11,4 x 2,8 x 0,020 x 400) / (2 x 2,8 – 2)10³ = 0,07 мм,

где d – диаметр внутреннего кольца подшипника, м;

[s_p] – допускаемое напряжение на растяжение, МПа (для подшипниковой стали ШХ15 [s_p] » 400 МПа);

k – коэффициент, зависящий от серии подшипника (для легкой серии

k = 2,8).

Условия прочности кольца выполняются, так как

Nmax = 0,0145 < [N] = 0,07.

По таблице В.6 [1,С.75] назначаем шероховатость посадочных поверхностей.

Для вала R_а £ 0,63 мкм,

для отверстия R_а £ 1,25 мкм,

для торцов заплечиков R_а £ 2,5 мкм.

Отклонения геометрической формы для подшипников Р0 и Р6 составляют

Т_/o/ £ 0,25Т,

где Т – допуск размера посадочной поверхности.

Для вала Æ 20js6(±0,0065) допуск цилиндричности будет:

Т_/_o_/£ 0,25´ 0,013 £ 0,003 мм.

Для отверстия в корпусе Æ47 (±0,008) допуск цилиндричности будет:

Т_/_o_/£ 0,25´ 0,016 £ 0,004 мм.

По результатам выполненных расчётов выполняем графическую часть к задаче.

Задача 8

На рис. 8.2 показана схема размерной цепи узла крепления вала эксцентрикового насоса (рис 8.1). Зазор между торцом крышки и торцом кольца подшипника S=AS = 0,5±0,25 мм. Заданы номинальные размеры составляющих звеньев: А1=А3=1,4мм, А2=125 мм, A4=A5=6мм, А6=79,3 мм. Ширина кольца подшипника В=18_{-0,15 мм (стандартный размер).}

Рисунок 8.2 – Схема размерной цепи

Применяя правило обхода по контуру определяем, что звено А₁, A₂, A₃является увеличивающим , а звенья А₄, А₅, А₆, В – уменьшающими.

По основному уравнению размерной цепи проверяем правильность назначения номинальных размеров звеньев

0,5 = (125+1,4+1,4) - (6 + 18 + 79,3 + 18 + 6) = 0,5.

Равенство выполняется, следовательно, размеры назначены верно.

Определяем расчетное значение допуска замыкающего звена

Определяем среднее число единиц допуска составляющих зве4ньев

где i = 0,45 - единица допуска для звена, определяется по

таблице Ж.1 [1,С.105].

Для А₁=А₃=1,4 мм i=0,55, для А₂=79,3мм i=1,87, для А₄=А₅=6 мм i=0,73 для А₆=125 мм i=2,52.

По таблице Ж.2 [1,С.105] находим, что такое число единиц допуска соответствует примерно восьмому квалитету в ЕСДП. Примем, что в данных условиях такая точность целесообразна и назначаем допуски на размеры по IT8.

По таблице Ж.3 [1,С.106] находим допуски звеньев размерной цепи:

ТА₄=ТА₅=18 мкм = 0,018 мм, ТА₆=46 мкм = 0,046 мм,

Назначаем отклонения размеров звеньев за исключением звена A₂, которое принимаем в качестве зависимого звена. Так как составляющие звенья А₄=А₅и А₆ являются уменьшающими, то допуск Т распределяем в минус (нижнее отклонение EJ = -T, верхнее отклонение ES=0).

A₁=A₃=1,4^{+0,014 мм ,А}₄=А₅=6_-0,018мм,А₆=79,3_{-0,046 мм,}В=18_{-0,15 мм.}

Определяем отклонения зависимого звена А₆

ESA₂= =

=0,25 –( 0,014 + 0,014) + (-0,018 -0,018 -0,046 – 0,15 – 0,15) = - 0,16 мм;

EIA₆= =

= - 0,25 – 0 + 0 = - 0,25 мм.

Допуск ТА₂= ESA₂– EIA₂= - 0,16 – (-0,25) = 0,09 мм.

Размер звена А₆= мм.

Проверяем правильность решения по уравнению баланса допусков

0,5=2´0,014+0,046+0,018´2 +0,09+2´0,15=0,5.

Равенство выполняется, следовательно, задача решена верно.

Решаем ту же размерную цепь методом регулирования.

Для сборочной единицы (рисунок 8.1 ) рассчитать неподвижный компенсатор (набор прокладок), обеспечивающий требуемую точность зазора S = A_S =0,5±0,25 мм.

Номинальные размеры звеньев:

А3=1,4мм, А2=125 мм, A4=A5=6мм, А6=79,3 мм. Ширина кольца подшипника В = 18_{-0,15 мм (стандартный размер).}

Решение

Звено А₁ принимаем в качестве компенсатора (А₁ = А_к).

Применяя правило обхода по контуру определяем, что звено А_К, A₂, A₃является увеличивающим , а звенья А₄, А₅, А₆, В – уменьшающими.

Назначаем на звенья цепи экономически целесообразный допуск по четырнадцатому квалитету, пользуясь данными таблицы Ж.2:

ТА₂ = 1000 мкм; ТА₃ = 250 мкм; ТА₄ = ТА₅ = 300 мкм; ТА₆ = 740 мкм

Распределяя допуск ²в тело² детали, получим:

А₂ = 125_-1; А₃ = 1,4_-0,25; А₄ = А₅ = 6_-0,3; В = 18_-0,15; A₆=79,3_-0,74

Из схемы размерной цепи следует, что звенья А_к, А₂, А₃ являются увеличивающими, а звенья А₄, А₅, А₆, В – уменьшающими.

Номинальный размер компенсатора (А_к) определяем из уравнения

А_к = 0,5-(125+1,4)+(6+6+79,3+2х18)=1,4 мм.

В расчете размер звена А_к берем со знаком ²+², т.к. звено является увеличивающим.

Определяем величину компенсации

Координату середины поля допуска компенсирующего звена (E_CA_к) определяем из уравнения

E_CA_к = 0-(-500-125)+(-2х150-2х75-370)=-195 мкм.

где E_C – координаты середины допусков звеньев размерной цепи:

Е_СА_å= 0; Е_СА₂= -500 мкм; Е_СА₃= -125 мкм; Е_СВ= -75 мкм;
Е_СА₅=Е_СА₄= -150 мкм; Е_СА₆= -370 мкм.

Статья I. Определяем отклонения компенсирующего звена

Проверяем правильность решения по уравнениям

Равенства выполняются, следовательно, отклонения определены верно.

Принимаем мм.

Размер А_к_min принимаем равным толщине постоянной прокладки в наборе

S_пост=0,4 мм.

Определяем количество прокладок в наборе

Принимаем n=6 штук.

Толщина одной сменной прокладки

мкм.

Принимаем S=0,5 мм.

Проверим правильность расчетов по условиям

Условия выполняются.

Возможен также вариант набора:

S_пост=0,4 мм; S₁=0,4+0,5=0,9 мм; S₂=0,9+0,6=1,5 мм;
S₃=1,5+0,6=2,1 мм; S₄=2,1+0,6=2,7 мм.

В этом случае будет устанавливаться одна из прокладок S_i+S_пост, т.е. так называемое простановочное кольцо.

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

1.Егоров А.А., Стародубов С.Ю.Пособие к решению задач курса взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. – Алчевск, ДГМИ, 2003. – 111 с., ил.

2.Допуски и посадки. Справочник. Часть 1/ В.Д. Мягков, М.А.Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. – Л.: Машиностроение, 1982. – 544с., ил.;

3.Допуски и посадки. Справочник. Часть 2/ В.Д. Мягков, М.А.Палей, А.Б. Романов, В.Д. Брагинский. – Л.: Машиностроение, 1982. – 448 с., ил.;

4. Выскребенцев Э.П. Допуски и посадки гладких цилиндрических соединений в задачах и примерах. – Дон ДТУ, 2005. – 213