Белгородский государственный технологический университет

им. В.Г.Шухова

Кафедра технологии машиностроения

Курсовая работа

по дисциплине:

«Метрология, стандартизация и сертификация»

Выполнил

студент группы

Проверила

gfgf.

Белгород 2008г.

Содержание:

1. Задание №1. Расчет предельных размеров элементов гладкого цилиндрического соединения и калибров…………………………………………….………………..3

2. Задание №2. Определение допусков и предельных размеров шпоночного соединения…………………………………………………………………………6

3. Задание №3. Определение допусков и предельных размеров шлицевого соединения………………………………………………………………………….7

4. Задание №4. Выбор посадки подшипника качения на вал и в корпус………….8

5. Задание №5. Определение предельных размеров деталей резьбового соединения…………………………………………………………………………10

6. Задание №6. Расчет сборочных размерных цепей………………………………12

Задание №1 Расчет предельных размеров элементов гладкого цилиндрического соединения и калибров Цель работы

1. Усвоить основные понятия и термины, а также научиться определять предельные размеры, зазоры (натяги) и допуски.

2. Приобрести навыки пользования стандартами для определения предельных отклонений.

3. Научиться правильно оформлять чертежи с обозначением посадок, допусков и предельных отклонений.

4. Освоить методику расчета предельных калибров для контроля гладких цилиндрических соединений.

Расчет гладкого цилиндрического соединения

Исходные данные:

Ø80 - посадка с зазором в системе вала.

Ø80 - переходная посадка в системе вала.

Ø80 - посадка с натягом в системе вала.

Расчет для посадки с натягом Ø80 в системе вала

По ГОСТ 25347-82 определим предельные отклонения отверстия и вала:

ES=-0,037 (мм)	es=0(мм)
EI=-0,091 (мм)	ei=-0,035 (мм)

Расчет для посадки с зазором Ø80 в системе вала

По ГОСТ 25347-82 определим предельные отклонения отверстия и вала:

ES=+0,126 (мм)	es=0(мм)
EI=0,072 (мм)	ei=-0,035 (мм)

Расчет для переходной посадки Ø80 в системе вала

1. По ГОСТ 25347-82 определим предельные отклонения отверстия и вала:

ES=+0,027 (мм)	es=0(мм)
EI=-0,027 (мм)	ei=-0,035 (мм)

2. Вычислим предельные размеры отверстия и вала:

D_max=D+ES=80+0,027=80,027 (мм)

D_min=D+EI=80-0,027=79,973 (мм);

d_max=D+es=80 (мм);

d_min=D+ei=80-0,035=79,965 (мм).

3. Определим величину допуска отверстия и вала:

TD=D_max-D_min=80,027-79,973=0,054 (мм);

Td= d_max- d_min=80-79,965=0,035 (мм).

4. Найдем величину наибольшего предельного зазора, натяга и допуска посадки:

S_max= D_max- d_min=80,027-79,965=0,062 (мм);

N_max= d_max- D_min=80-79,973=0,027 (мм);

T(S,N)=| S_max |+| N_max |=0,062+0,027=0,089 (мм).

5. Так как посадка переходная, то определим вероятность получения зазоров и натягов в соединении, а также вероятные их величины.

Для заданной посадки Ø80 зазор может быть в пределах от 0 до 62 мкм, натяг - от 0 до 27 мкм. Допуск посадки составляет 89 мкм.

Считаем, что рассеивание размеров отверстия и вала, а также зазоров (натягов) подчиняется закону нормального распределения, и допуск деталей равен полю рассеивания, т.е. T=6σ.

Учитывая принятые условия, получим:

(мкм); (мкм).

Среднее квадратическое отклонение для распределения зазоров и натягов в посадке:

(мкм).

D_m=( D_max+ D_min)/2=(80,027+79,973)/2=80 (мм);

d_m=( d_max+ d_min)/2=(80+79,965)/2=79,983 (мм);

При средних значениях размеров отверстия D_m и вала d_m получаем

зазор S:

S= D_m- d_m=80-79,983=0,017 (мм)=17 (мкм).

Вычислим вероятность того, что значения зазора находятся в пределах от 0 до 17 мкм, т.е. найдем площадь, ограниченную линией симметрии кривой Гаусса и ординатой, расположенной в 17 мкм от линии симметрии.

Вероятность получения зазора определим с помощью интегральной функции вероятности Ф(z) - функции Лапласа, где z - предел интегрирования,

Пользуясь таблицей значений интегралов Ф(z), находим Ф(z)= Ф(2,27)=0,4394.

Вероятность получения зазоров в соединении: 0,5+0,4394=0.,9394 или 93,94%.

Вероятность получения натягов: 1-0,9394=0,0606 или 6,06%.

Вероятный зазор равен: -17+3 =-17+3·11=16 мкм.

Вероятный натяг равен: -17-3 =-17-3·11=-50 мкм.

6. Вычислим предельные и исполнительные размеры гладких рабочих калибров для контроля годности отверстия D=80 мм и допуском Js8, а также вала d=80 мм и допуском h7.

   1. По ГОСТ 24853-81 определим числовые значения величин, необходимых для расчета калибров:

1. для калибр-пробки H=6 мкм; Z=8 мкм; Y=8 мкм;

2. для калибр-скобы H₁=6 мкм; Z₁=5 мкм; Y₁=4 мкм.

2. В соответствии с вышеприведенными формулами определяем предельные размеры калибров:

1. калибр-пробка:

ПР_max=D_min+Z+H/2=79,973+0,008+0,003=79,984 (мм);

ПР_min=D_min+Z-H/2=79,973+0,008-0,003=79,978 (мм);

ПР_ИЗН=D_min-Y=79,973-0,008=79,965 (мм);

НЕ_max=D_max+H/2=80,027+0,003=80,03 (мм);

НЕ_min=D_max-H/2=80,027-0,003=80,024 (мм).

2. калибр-скоба:

ПР_max=d_max-Z₁+H₁/2=80-0,005+0,003=79,998 (мм);

ПР_min=d_max-Z₁-H₁/2=80-0,005-0,003=79,992 (мм);

ПР_ИЗН =d_max+Y₁=80+0,004=80,004 (мм);

НЕ_max=d_min+H₁/2=79,965+0,003=79,968 (мм);

НЕ_min=d_min-H₁/2=79,965-0,003=79,962 (мм).

3. Определим исполнительные размеры калибров:

1. калибр-пробка:

ПР_ИСП =79,984_-0,006 (мм);

НЕ_ИСП =80,03_-0,006 (мм).

2. калибр-скоба:

ПР_ИСП =79,992^+0,006 (мм);

НЕ_ИСП =79,962^+0,006 (мм).

Задание №2

Определение допусков и предельных размеров шпоночного соединения

Цель работы

В соответствии с заданным типом шпоночного соединения определить допуски и предельные размеры всех элементов соединения, а также представить схему расположения полей допусков по ширине шпонки и сборочный чертеж шпоночного соединения.

Расчет шпоночного соединения

Шпонка призматическая, исполнение В, соединение свободное. Диаметр вала - 30 мм, длина шпонки - 50 мм.

1. Определим номинальные размеры элементов шпоночного соединения по ГОСТ 23360-78: b=8 мм; h=7 мм; t₁=4,0 мм; t₂=3,3 мм; (d-t₁)=26 мм; (d+t₂)=33,3 мм.

2. Определим допуски непосадочных размеров по ГОСТ 23360-78:

• высота шпонки h=7h11=7_-0,090 мм;

• глубина паза вала t₁=4,0^+0,2 мм;

• глубина паза втулки t₂=3,3^+0,2 мм;

• (d-t₁)=26_-0,2 мм;

• (d+t₂)=33,3^+0,2 мм;

• длина шпонки l=50h14=50_-0,74 мм;

• длина паза вала под шпонку l₁=50H15=50^+1,2 мм.

3. Определим допуски на посадочные размеры элементов шпоночного соединения по ширине шпонки b по ГОСТ 23360-78:

   • ширина шпонки 8h9=8_-0,036 мм;

   • ширина паза вала 8H9=8^+0,036 мм;

   • ширина паза втулки 8D10=6 мм.

Задание №3

Определение допусков и предельных размеров шлицевого соединения

Цель работы

Для прямобочного шлицевого соединения с заданным числом зубьев, номинальными размерами и характером соединения выбрать способ центрирования.

Определить допуски и предельные размеры всех элементов соединения. Построить схему расположения полей допусков, посадок и представить чертеж шлицевого соединения.

Расчет прямобочного шлицевого соединения

1. Исходные данные: неподвижное шлицевое соединение с номинальными размерами 8•36•42.

2. По ГОСТ 1139-80 находим размер b=7мм, d₁=33,5мм. В данном случае целесообразно выбрать центрирование по наружному диаметру D. Посадки выбираем по ГОСТ 1139-80:

   • для размера D - ;

   • для размера b - ;

   • для размера d (не центрирующий диаметр) - .

Обозначение шлицевого соединения:

D - 6•28 •34 •7 .

3. По ГОСТ 25347-82 определим предельные отклонения диаметров:

• отверстие 42H7=42^+0,025;

• отверстие 36H11=36^+0,160;

• вал 42f7=42 ;

• ширина впадины втулки 7F8=7 ;

• ширина зуба вала 7f8=7 .

Задание №4

Выбор посадки подшипника качения на вал и в корпус

Цель работы

В соответствии с исходными данными выбрать посадки для соединения внутреннего кольца подшипника с валом и наружного кольца с корпусом. Представить схемы расположения полей допусков деталей соединения, а также чертежи посадочных поверхностей вала, корпуса и сборочного узла.

Выбор посадки подшипника качения

1. Исходные данные:

   • условное обозначение подшипника - 317;

   • класс точности - 6;

   • радиальная нагрузка F_r=2000 Н.

Внутреннее кольцо испытывает местное нагружение, наружное кольцо - циркуляционное. Режим работы - перегрузка до 150%.

2. По условному обозначению подшипника качения определим его основные размеры (ГОСТ 8338-75):

• диаметр отверстия внутреннего кольца d=85 мм;

• диаметр наружного кольца D=180 мм;

• ширина подшипника B=41 мм;

• радиус закругления фаски r=4 мм;

• рабочая ширина посадочного места b=B-2·r=41-2·4=33 мм.

3. По ГОСТ 520-89 определим предельные отклонения на изготовление колец подшипника:

• для d=85 (внутреннее кольцо) ES=0; EI=-15 мкм;

• для D=180 (наружное кольцо) es=0; ei=-20 мкм.

4. Выбираем посадку циркуляционно нагруженного внутреннего кольца подшипника по интенсивности радиальной нагрузки P_R на посадочную поверхность вала, которую рассчитываем по формуле:

,

где k₁ - при перегрузке до 150% k₁=1;

k₂ - вал сплошной, k₂=1;

k₃ - подшипник однорядный без осевой нагрузки на опору, k₃=1.

Тогда

кН/м.

Такой интенсивности радиальной нагрузки соответствует допуск вала j_S6.

Для наружного кольца подшипника, испытывающего циркуляционное нагружение, по ГОСТ 3325-55 назначаем допуск посадочной поверхности отверстия в корпусе H6.

5. Определим предельные отклонения размеров вала и отверстия корпуса по ГОСТ 25347-82:

• для вала Ø85 j_S6 es=+0,011 мм; ei=-0,011 мм;

• для отверстия корпуса Ø180 H6 ES=+0,025 мм; EI=0.

6. По ГОСТ 520-89 определим шероховатость поверхности посадочных мест вала и отверстия корпуса. Для посадочной поверхности вала и отверстия корпуса R_a - не более 1,25 мкм, для торцов заплечиков валов и отверстий корпусов R_a - не более 2,5 мкм.

7. Вычислим допуски формы (овальность и конусообразность) посадочных мест вала и отверстия корпуса.

Для посадочной поверхности вала:

0,5Td=0,5·0,022=0,011 мм,

для посадочной поверхности отверстия корпуса:

0,5TD=0,5·0,025=0,0125 мм.

8. По ГОСТ 520-89 определим допускаемое торцовое биение заплечиков вала и отверстия корпуса.

• для заплечиков вала Δ=0,012 мм;

• для заплечиков отверстия корпуса Δ=0,030 мм.

Задание №5

Определение предельных размеров деталей резьбового соединения

Цель работы

1. Усвоить основные параметры метрической резьбы и их обозначения на чертеже.

2. Приобрести навыки пользования стандартами для определения предельных диаметров болта и гайки и правильно производить их расчет.

3. Научиться оформлять чертежи с обозначением полей допусков и посадок резьбового соединения.

Расчет предельных размеров деталей резьбового соединения

1. Задано резьбовое соединение M24•1 - 6H/6h. По ГОСТ24705-81 определим номинальные размеры основных элементов резьбового соединения:

   • наружный диаметр болта и гайки d=D=24 мм;

   • средний диаметр болта и гайки d₂=D₂=23,35 мм;

   • внутренний диаметр болта и гайки d₁=D₁=23,918 мм;

   • шаг резьбы P=1 мм;

   • угол профиля резьбы α=60°.

2. Определим предельные отклонения диаметров болта и гайки резьбы по ГОСТ16093-81.

Предельные отклонения болта при допуске 6h:

• для d₂ , d, d₁ верхнее отклонение es=0;

• для d₂ нижнее отклонение ei=-125 мкм;

• для d нижнее отклонение ei=-180 мкм;

• для d₁ нижнее отклонение не регламентируется.

Предельные отклонения гайки при допуске 6H:

• для D₂, D, D₁ нижнее отклонение EI=0;

• для D₂ верхнее отклонение ES=+170 мкм;

• для D верхнее отклонение не регламентируется;

• для D₁ верхнее отклонение ES=+236 мкм.

3. Вычислим предельные размеры болта и гайки:

d_max= d + es = 48+0=24 мм;

d_min= d + ei = 24-0,180=23,820 мм;

d_{2 max}= d₂ + es = 23,35+0=23,35 мм;

d_{2 min}= d₂ + ei = 23,35-0,125=23,225 мм;

d_{1 max}= d₁ + es = 23,918+0=23,918 мм;

d_{1 min} - стандартом не регламентируется;

D_max - стандартом не регламентируется;

D_min= D + EI = 24+0=24 мм;

D_{2 max}= D₂ + ES = 24,35+0,170=23,520 мм;

D_{2 min}= D₂ + EI = 23,35+0=23,35 мм;

D_{1 max}= D₁ + ES = 23,918+0,236=24,154 мм;

D_{1 min}= D₁ + EI = 23,918+0=23,918 мм.

4. Определим величины зазоров в соединении:

• по наружному диаметру:

S_min= D_min - d_max= 24-24=0;

• по среднему диаметру:

S_max= D_{2 max} - d_{2 min}= 23,520-23,225=0,295(мм) = 295(мкм);

S_min= D_{2 min} - d_{2 max}= 23,35-23,35=0.

Задание №6

Расчет сборочных размерных цепей

Цель работы

Выполнить расчет заданной размерной цепи способом допусков одного квалитета двумя методами - максимума-минимума и теоретико-вероятностным.

Расчет сборочной размерной цепи

Вал редуктора установлен на подшипниках качения 6-217. Предельные отклонения на изготовление подшипников качения по ширине принимаем по ГОСТ 520-89 в зависимости от диаметра внутреннего кольца, который в данном случае равен d=85 мм.

Имеем верхнее отклонение по ширине колец подшипника, равное 0, и нижнее отклонение, равное -200 мкм. Тогда при заданной ширине В=28 мм подшипника 6-217 звенья А₄ и А₈ имеют размер А₄= А₈= мм. Остальные составляющие звенья размерной цепи имеют следующие номинальные значения: А₁=270 мм; А₂=5 мм; А₃=25 мм; А₅=20 мм; А₆=60 мм; А₇=102 мм; А₉=6 мм; А₁₀=8мм.

Замыкающее звено А₀ имеет предельные отклонения: верхнее ES(А₀)=+680 мкм; нижнее EI(А₀)=+060 мкм.

Предварительно рассчитаем следующие данные:

1. номинальный размер замыкающего звена:

где - сумма номинальных размеров увеличивающих звеньев;

- сумма номинальных размеров уменьшающих звеньев.

(мм);

2. допуск замыкающего звена:

(мкм);

3. среднее отклонение поля допуска замыкающего звена:

(мкм);

4. допуск на ширину колец подшипников качения:

(мкм);

5. среднее отклонение поля допуска 4-го и 8-го звеньев:

(мкм).