- •Метрология, стандартизация и сертификация. Взаимозаменяемость
- •Содержание
- •Введение
- •Содержание, исходные данные и оформление работы
- •Содержание курсовой работы
- •Исходные данные
- •Объём и оформление
- •Взаимозаменяемость гладких цилиндрических соединений
- •Расчет и выбор посадок с зазором
- •Расчет и выбор посадок с натягом
- •Пример расчета и выбора посадки с зазором
- •Пример расчета и выбора посадки с натягом
- •Расчет и выбор посадок подшипников качения
- •Расчет гладких калибров для отверстий и валов
- •Типовые конструкции и размеры гладких калибров
- •1 Пластинка гладкая; 2 пластинка ступенчатая; 3 ручка-накладка по гост 18369-73
- •Технические требования к калибрам (гост 2015-84).
- •Взаимозаменяемость и контроль резьбовых сопряжений
- •Определение основных параметров резьбы
- •Расположение полей допусков резьбы
- •3.3. Выбор средств контроля резьбового сопряжения
- •Взаимозаменяемость шлицевых сопряжений
- •Выбор способа центрирования шлицевого сопряжения
- •Выбор точности и характера сопряжения шлицевых деталей
- •Обозначения шлицевых соединений
- •5. Расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи
- •Метод расчета размерных цепей, обеспечивающий полную взаимозаменяемость
- •Теоретико-вероятностный метод расчета размерных цепей
- •Метод групповой взаимозаменяемости
- •Решение задачи по групповой взаимозаменяемости
- •Взаимозаменяемость и контроль зубчатых передач
- •Выбор степеней точности
- •Выбор контролируемых параметров и их численных значений
- •Назначение средств контроля для выбранных параметров зубчатых колес
- •Выполнение чертежа цилиндрического зубчатого колеса
- •8. Основы стандартизации, сертификации, метрологии и взаимозаменяемости
- •450000, Уфа-центр, ул. К.Маркса, 12
-
Пример расчета и выбора посадки с натягом
Рассчитать и выбрать посадку с натягом в соединении втулки и пустотелого вала при воздействии осевой силы Fa = 10 кН и крутящего момента Мкр = 907 Нм при следующих данных: d = 100 мм; d1 = 80 мм; d2 = 125 мм; l = 80 мм.
Материал втулки и вала Сталь 35 (E1 = E2 = 2,061011 Н/м2),
запрессовка механическая (f = 0,085; = 0,3).
-
Наименьший расчетный натяг
C С
N minрасч.
1
2
l f
E1
E2
3,14 0,08 0,085
4,86
2,06 1011 4,26
2,06 1011 4,3 105 м 43мкм;
C
1 1 d
d 2
1 0,82
µ
1
1 0,82
0,3 4,26;
2
1 0,82
C 1 2
2
µ 2
1
0,82
0,3 4,86.
-
d1 d
Поправки к расчетному натягу.
Исходя из условий задачи, принимается: t = 0; ц = 0; в = 0;
ш=2(Rz1+Rz2)K=2(10+10)0,5=20 мкм;
Rz1 = 10 мкм;
Rz2 = 10 мкм (см.табл.6);
K = 0,5 (см.табл. 5)
-
Наименьший функциональный натяг:
NminF = Nmin расч.+i= 43 + 20= 63 мкм.
-
По величине NminF подбирается ближайшая посадка
100 Н8/u8 [4] (рис. 3).
Рис. 3. Схема полей допусков посадки с натягом
-
Проверяется прочность соединяемых деталей при Nmax:
-
давление на поверхности контакта вала и втулки
6
p Nmax
178 10
40,1 MH
м2 ;
-
допустимое давление на поверхности втулки:
Рдоп.вт. = 0,580,2[1 (d/d2)2] = 0,58313[1 (0,8)2] = 65,3 МН/м2;
-
допустимое давление на поверхности вала:
Рдоп.вал. = 0,580,2[1 (d1/d)2] = 0,58313[1 (0,8)2] = 65,3 МН/м2.
Таким образом, запас прочности втулки:
Рдоп.вт. / Рдоп. = 65,3/40,1 = 1,62;
запас прочности вала:
Рдоп.вал. / Рдоп. = 65,3/40,1 = 1,62.
Посадка обеспечивает необходимую прочность соединения.
-
Расчет и выбор посадок подшипников качения
Посадки подшипников качения на вал и в корпус выбирают в зависимости от типа подшипника, условий по эксплуатации, величины и характера действующих на него нагрузок и вида нагружения колец по ГОСТ 3325-85.
Местно-нагруженные кольца должны иметь соединения с зазором или незначительный натяг между кольцом и сопрягаемой деталью.
Циркуляционно-нагруженные кольца должны иметь неподвижное соединение с сопрягаемой деталью.
Колебательно нагруженные кольца должны иметь плотно подвижное соединение.
При местном нагружении кольца посадки подшипников на вал и в корпус выбирают по табл. 8.
Таблица 8
Размер посадочного диаметра, мм |
Посадка |
|||
Свыше |
До |
На вал |
В корпус стальной или чугунный |
|
Неразъемный |
Разъемный |
|||
Нагрузка спокойная или с умеренными толчками и вибрацией, перегрузка до 150% |
||||
– |
80 |
h5; h6; g5 |
H6; H7 |
H6; H7 |
80 |
260 |
g6; js6 |
G6; G7 |
|
260 |
500 |
f6; js6 |
||
500 |
1600 |
F7; F8 |
||
Нагрузка с ударами и вибрацией, перегрузка до 300% |
||||
– |
80 |
h5; h6 |
Js6; Js7 |
Js6; Js7 |
80 |
260 |
H6; H7 |
||
260 |
500 |
g5; g6 |
||
500 |
1600 |
При колебательном нагружении не вращающегося кольца посадка подшипников на вал и в корпус выбирают по табл. 9.
Таблица 9
Размеры посадочных диаметров, мм |
Посадки колец |
||||
Внутренних |
Наружных |
||||
свыше |
до |
классы точности подшипников |
|||
0; 6 |
5; 4 |
0; 6 |
5; 4 |
||
– |
80 |
k6 |
k5 |
K7 |
K6 |
80 |
260 |
js6 |
js5 |
|
|
260 |
– |
h6 |
h5 |
Js7 |
Js6 |
При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки на вал и в корпус выбирают по величине РFr – интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности, которую определяют по формуле:
PF
r
Fr
B 2 r
-
K1
-
K2
K3,
(19)
где Fr – радиальная нагрузка на опору, Н;
В – ширина подшипника, мм;
r – радиус скругления кромки отверстия внутреннего кольца,
мм;
K1 – динамический коэффициент посадки, зависящий от
характера нагрузки:
-
при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации
K1 = 1;
-
при перегрузке до 300%, сильных ударах и вибрации
К1 = 1,8;
K2 – коэффициент (табл. 10), учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале K2 = 1);
K3 – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки Fr между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки Fa на опору.
Значения К3 зависят от величины Fa/Frctg, где угол контакта, указанный в стандарте на габаритные размеры выбранного типа подшипника (в некоторых справочниках угол обозначен через
).
Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним только наружным или внутренним кольцом K3=1.
Таблица 10
d1 или D d D1 |
Значение коэффициента K2 для |
||||||
вала |
корпуса |
||||||
свыше |
до |
D 1,5 d |
D 1,5K2 d |
D 2K3 d |
для всех подшипников |
||
– |
0,4 |
1 |
1 |
1 |
1 |
||
0,4 |
0,7 |
1,2 |
1,4 |
1,6 |
1,1 |
||
0,7 |
0,8 |
1,5 |
1,7 |
2 |
1,4 |
||
0,8 |
– |
2 |
2,3 |
3 |
1,8 |
Здесь d и D – соответственно диаметр отверстия и наружный диаметр подшипника; d1 – диаметр отверстия полого вала; D1 – диаметр наружной поверхности тонкостенного корпуса.
Из формулы (19) видно, что с увеличением радиальной нагрузки
растет интенсивность нагрузки РFr, а с увеличением последней повышается натяг в посадках (табл. 11).
Таблица 11
Диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника, мм |
Допустимое значение PFr, кН/м |
|||||
при посадке на вал |
||||||
свыше |
до |
js5 или js6 |
k5 или k6 |
m5 или m6 |
n5 или n6 |
|
18 |
80 |
до 300 |
300 – 1400 |
1400 – 1600 |
1600 – 3000 |
|
80 |
180 |
до 600 |
600 – 2000 |
2000 – 2500 |
2500 – 4000 |
|
180 |
360 |
до 700 |
700 – 3000 |
3000 – 3500 |
3500 – 6000 |
|
360 |
630 |
до 900 |
900 – 3500 |
3500 – 4500 |
4500 – 8000 |
|
Диаметр наружного кольца, мм |
при посадке в корпусе |
|||||
свыше |
до |
К6 или К7 |
М6 или М7 |
N6 или N7 |
Р7 |
|
50 |
180 |
до 800 |
800 – 1000 |
1000 – 1300 |
1300 – 2500 |
|
180 |
360 |
до 1000 |
1000 – 1500 |
1500 – 2000 |
2000 – 3300 |
|
360 |
630 |
до 1200 |
1200 – 2000 |
2000 – 2600 |
2600 – 4000 |
|
630 |
1600 |
до 1600 |
1600 – 2500 |
2500 – 3500 |
3500 – 5500 |