Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

РГР - по дисциплине Метрология, стандартизация и сертификация - файл узел 2.doc


РГР - по дисциплине Метрология, стандартизация и сертификация
скачать (940.3 kb.)

Доступные файлы (3):

узел 2.doc1202kb.16.01.2011 18:58скачать
узел 2 чертеж.cdw
узел 2 чертеж.jpg1128kb.13.01.2011 19:32скачать

содержание
Загрузка...

узел 2.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...





Содержание

1 Назначение посадок для сопрягаемых размеров деталей узла 4

2 Расчет и назначение посадки гладкого цилиндрического соединения 7

3 Расчет предельных размеров и построение схемы расположения допусков резьбового соединения 9

4 Расчет допусков звеньев размерной цепи 14

5 Выбор средств измерения размеров отверстия и вала сопряжения 17

6 Определение предельных значений погрешностей измерения заданного явления 18

7 Определение погрешностей многократного измерения заданной величины 19

Приложение А 23



^ 1 Назначение посадок для сопрягаемых размеров деталей узла

Соединения 7-14 (вал-подшипник качения)

Подшипник 6-2210 – роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами (ГОСТ 8328-75). Класс точности шестой. Пусть условием задано, что подшипник качения подвергается ударам и вибрации, перегрузка на 150%. Вид нагружения колец: наружного – местное, внетреннего – циркуляционное.

Посадочные размеры подшипника:

- наружного кольца D=90 мм;

- внутреннего кольца d=50 мм.

Посадочная ширина (ширина без учета радиусов закругления): b=20 мм

Нижние предельные отклонения колец: eiD=-0,013 мм; EId=-0,010 мм

Верхние предельные отклонения колец равны нулю.

Тогда D=90-0,013 мм, d=50-0,010 мм.

Следовательно, посадка наружного кольца в корпус: ∅90H6/l6; посадка внутреннего кольца на вал ∅50L6/k6.

^ Соединения 7-15 (вал-подшипник качения)

Подшипник 6-210 – шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75). Класс точности шестой. Пусть условием задано, что подшипник качения подвергается ударам и вибрации, перегрузка на 150%. Вид нагружения колец: наружного – местное, внетреннего – циркуляционное.

Посадочные размеры подшипника:

- наружного кольца D=90 мм;

- внутреннего кольца d=50 мм.

Посадочная ширина (ширина без учета радиусов закругления): b=20 мм

Нижние предельные отклонения колец: eiD=-0,013 мм; EId=-0,010 мм

Верхние предельные отклонения колец равны нулю.

Тогда D=90-0,013 мм, d=50-0,010 мм.

Выбираем посадку наружного кольца в корпус: ∅90H7/l6; посадка внутреннего кольца на вал ∅50L6/n6.

^ Соединения 6-13 (вал-втулка)

Пусть задано условие, требующее высокую точность, когда недопустимы значительные колебания натягов (соединение тонкостенной легко повреждаемой втулки при относительно больших длинах). Следовательно, выбираем посадку повышенной точности ∅50H6/р5.

^ Соединение 6-12 (вал-шестерня)

Применение для шпоночных соединений посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а переходных посадок – крайне нежелательно.

Рекомендуется принимать следующие посадки для цилиндрических прямозубых ∅70H7/р6.

^ Соединения 7-16 (резьбовое соединение)

Пусть условием задано, что необходимо обеспечить достаточную статическую и циклическую прочность данного соединения. Пусть резьба М12 является общего назначения и, следовательно, поля допусков относятся к среднему классу точности. Тогда выбираем посадку 6H/6g. На чертеже обозначаем М12˟2-6H/6g.

^ Соединения 9-10

∅25H12/b12 – для применения грубообработанных или необработанных материалов малой точности, для беспечения свободного вращения (сменные рычаг или рукоятка).

^ Соединение 3-7

Расчет данной посадки рассмотрим в задании 2.


2 Расчет и назначение посадки гладкого цилиндрического соединения

Дано: D=58 мм; l=12 мм; f=0,14; Мкр=160 НĦм; µ=0,3 для стали; Е12= 2,02*10 11 НĦм2

Материалы: для детали 3 - Сталь 30, для вала 6 - Сталь 30.

Запрессовка механическая при нормальной температуре.

Рассчитать посадку с натягом для сопряжения 3-7.

  1. Наименьший расчетный натяг



Для сплошного вала d1=0



Для массивного корпуса





Поправки к расчетному натягу.

Исходя из условий

- учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки, а также различие коэффициентов линейного расширения материала деталей, мкм;

, т.к tp1 =tp2=tсб=20˚

- учитывает увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали, мкм;

Δуд=0

- учитывает деформации деталей от действия центробежных сил, мкм;

мкм (т.к. диаметр вала до 500 мм и вращающаяся скорость до 47 м/с.

- учитывает смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей, мкм;



Rz1=3,2 Rz2=3,2 k1=0,1 k2=0,6

мкм;

- учитывает воздействие вибраций и ударов, мкм;



  1. Наименьший функциональный натяг



  1. По величине подбираем ближайшую посадку ( стр.154 справочник Мягкова часть 1).



Рисунок 2 – Схема полей допуска ∅58H6/p5

4. Проверяем прочность соединяемых деталей при :

I) Давление на поверхности контакта деталей 3-7



II) Допустимое давление на поверхности детали 3



III) Допустимое давление на поверхности детали 7



Таким образом, запас прочности деталей

/=

Условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактирующих деталей, т.е. когда . Следовательно, выбранная посадка обеспечивает необходимую прочность соединения.


^ 3 Расчет предельных размеров и построение схемы расположения допусков резьбового соединения

Дано: резьбовое соединение М90˟3 с полем допуска 6G/6e

  1. Класс точности – средний (таблицы 4.28). Для резьбы гайки поле допуска среднего диаметра (d2) 6G, поле допуска внутреннего диаметра (d1) 6G. Для болта поле допуска среднего диаметра (d2) 6e, поле допуска наружного диаметра (d) 6e.

  2. Для шага и угла профиля предельные отклонения не устанавливают. Допуск по среднему диаметру Td2 (TD2) дается на приведенный диаметр, то есть представляет сумму трех слагаемых: допуска собственно среднего диаметра, диаметральной компенсации погрешности шага fP, диаметральной компенсации погрешности угла профиля fα.

  3. Посадка с зазором, т.к. поле допуска отверстия расположено над полем допуска вала. Наибольшее распространение в машино- и приборостроении получи поля допусков данного класса точности, при котором обеспечвается достаточная статическая и циклическая прочости резьбовых соединений.

  4. Определение номинальных размеров резьбы по ГОСТ 9150-81:

d(D)=90 мм;

d2(D2)=d-2+0,051=88,051 мм;

d1(D1)=d-4+0,752=86,752 мм

  1. Параметры резьбового соединения занесены в таблицу 3.1

Таблица 3.1 – Параметры резьбового соединения

d(D),

мм

d1(D1),

мм

d2(D2),

мм

P,

мм

α,˚

H=0,866025P,

мм

H/8,

мм

H/6,

мм

H/4,

мм

90

86,752

88,051

3

60

2,5981

0,3248

0,4330

0,6495




Рисунок 3.1 – Схема профиля резьбы

  1. Определение предельных отклонений резьбы для посадки с зазором (ГОСТ 16093-81)

Таблица 3.2 – Предельные отклонения диаметров резьбы

Диаметры

Отклонения

Наружная резьба

Внутренняя резьба

Наружный

Верхнее es, ES

-0,085

Не нормируется

Нижнее ei, EI

-0,460

+0,048

Средний

Верхнее es, ES

-0,085

+0,328

Нижнее ei, EI

-0,297

+0,048

Внутренний

Верхнее es, ES

-0,085

+0,548

Нижнее ei, EI

Не нормируется

+0,048




  1. Определение предельных размеров резьбы

Предельные значения диаметров наружной резьбы

dmax=d+es=90-0,085=89,915 мм;

dmin=d+ei=90-0,460=89,540 мм;

d2max=d2+es=88,051-0,085=87,966 мм;

d2min=d2+ei=88,051-0,297=87,754 мм;

d1max=d1+es=86,752-0,085=86,667 мм;

d1min не нормируется

Предельные значения диаметров внутренний резьбы

Dmax= не нормируется

Dmin=d+eI=90+0,048=90,048 мм;

d2max=d2+es=88,051+0,328=88,379 мм;

D2min=d2+eI=88,051+0,048=88,099 мм;

D1max=d1+es=86,752+0,548=87,300 мм;

D1min d1+eI=86,752+0,048=86,800 мм



Рисунок 3.2 – Схема расположения полей допусков резьбового соединения


  1. Определение предельных зазоров в резьбовом соединении по среднему диаметру






4 Расчет допусков звеньев размерной цепи

4.1. Решение задачи методом максимума-минимума.

Дано:

  1. номинальные размеры составляющих звеньев:

Б1= Б7=50 мм; Б2= Б6=20 мм; Б3= Б5=16 мм; Б4=30 мм;

замыкающее звено должно быть Б0=2-0,5

Решение:

  1. проводим анализ размерной цепи. В данной цепи звенья Б2 Б3 Б4 Б5 Б6 –увеличивающие, Б1 Б7 – уменьшающие.

  2. Определяем номинальный размер замыкающего звена:

, где m – количество увеличивающих звеньев, n – количество уменьшающих звеньев.

Б0=(20+16+30+16+20)-(50+50)=2 (мм)

  1. определяем предельные отклонения и допуск замыкающего звена:

а) верхнее отклонение:

ESБ00max0ном=2 2=0

б) нижнее отклонение:

EIБ00min Б0ном=1,5 2= - 0.5(мм)= - 500 мкм

в) допуск:

TБ0= ESБ0 EIБ0 = 0 ( -0,5) = 0,5 (мм) = 500 (мкм)

Тогда Б0=2-0,5 мм

^ 4.1.1.Решение задачи способом равных допусков.

Способ равных допусков применяют, если составляющие размеры входят в один интервал диаметров. Этот способ прост, но не достаточно точен. Данный способ применяется для предварительного назначения допусков составляющих размеров:

  1. по ГОСТ 520-2002 определяем предельные отклонения и допуск стандартного размера Б2 и Б6

ESБ2=0 EIБ2= - 120 мкм

Тогда Б2=20-0,120 мм ТБ2= 0,120 мм = 120 мкм


ESБ6=0 EIБ6= - 120 мкм

Тогда Б6=20-0,120 мм ТБ6= 0,120 мм = 120 мкм

  1. определяем допуск составляющих звеньев по формуле при условии ТБ1= ТБ3= ТБ4= ТБ5= ТБ7=ТБi

TБi= мкм

Округляем величину допуска TБi до ближайшего стандартного (меньшего) значения. Принимаем TБi=46 мкм

Тогда:

Б1= Б7=50 +0,046 мм;

Б2= Б6=20-0,120 мм;

Б3= Б5=16+0,046 мм;

Б4=30+0,046 мм;

Проверка при условии:

TБ0

500 мкм46*5+120+120=470 мкм

Проверка выполняется.

Данные вычисления заносим в итоговую таблицу:

Бi ном, мм

ii , мкм

i ,мкм

Бi, мм

50

1,56

46

50+0,046

20

стандартизовано

стандартизовано

20-0,120

16

1,08

46

16+0,046

30

1,31

46

30+0,046

16

1,08

46

16+0,046

20

стандартизовано

стандартизовано

20-0,120

50

1,56

46

50+0,046




∑ii =6,59

∑ TБi =230






^ 4.1.2. Решение задачи способом равноточных допусков (допусков одного квалитета точности).

Этот способ применяют, если все составляющие цепь размеры выполнены с допуском одного квалитета точности:

  1. определяем среднее число единиц допуска:



  1. устанавливаем квалитет точности :

Значение =39,35 ед соответствует 9-му квалитету точности.

БIT10=40i

  1. по ГОСТ 25346-89 по 9-му квалитету точности назначаем допуски составляющих размеров цепи

Б1= Б7=50 -0,062 мм;

Б2= Б6=20-0,120 мм;

Б3= Б5=16-0,043 мм;

Б4=30-0,052 мм;

Проверка при условии

TБ0 =160+140+120+120+120+100+120+100+70=1050(мкм).

Данные расчетов занесем в итоговую таблицу:

Бi ном, мм

ii , мкм

i ,мкм

Бi, мм

50

1,56

46

50-0,062

20

стандартизовано

стандартизовано

20-0,120

16

1,08

46

16-0,043

30

1,31

46

30-0,052

16

1,08

46

16-0,043

20

стандартизовано

стандартизовано

20-0,120

50

1,56

46

50-0,062




∑ii =6,59

∑ TБi =230






^ 5 Выбор средств измерения размеров отверстия и вала сопряжения

Рассчитанная посадка H6/р5

А) Выбираем средство измерения для вала. Квалитет точности JT5

Рассчитаем погрешность измерения по формуле:

,

где =0,35 при JT=5, Tp=15 мкм.

.

По условию выбираем средство измерения рычажная скоба с ценой деления 2 мкм с

Б) Выбираем средство измерения для отверстия. Квалитет точности JT6. При JT6 =0,3; Tp=15 мкм

Рассчитаем погрешность измерения:

.

По условию выбираем средство измерения рычажная скоба с ценой деления 2 мкм с


^ 6 Определение предельных значений погрешностей измерения заданного явления

Дано:

Определить давление [Па] при нагружении неподвижного соединения осевой силой

Решение:

1 метод

1) погрешность измерения осевой силы:

;

.

2) погрешность измерения длины соединения:

;

.

3) погрешность измерения диаметра соотношения:





4) Наибольшее значение абсолютной погрешности:

- находим частные дифференциалы функции:



- подставим в предыдущее уравнение значения, получим:



5)Наибольшее значение относительной погрешности:

ln =lnP-(ln π+ln D+ln l+lnf)

Находим дифференциал:









Запись результата Pmin=65,94±3,39 МПа.

2 метод













Запись измерения Pmin=65,94±3,398 МПа


7 Определение погрешностей многократного измерения заданной величины

Дано:

n

xi

n

xi

n

xi

n

xi

1

4,51

6

4,84

11

3,78

16

4,08

2

4,43

7

4,15

12

4,49

17

2,75

3

3,43

8

5,08

13

2,81

18

4,76

4

3,26

9

2,95

14

4,65

19

3,11

5

2,48

10

6,35

15

3,27

20

3,65


Решение: Считаем, что система согласована с законом нормального распределения и исключены систематические ошибки.

  1. Определим

- среднее арифметическое (математическое ожидание):



- среднее квадратическое отклонение:























1

-0,5685

6

-0,8985

11

0,1615

16

-0,1385

2

-0,4885

7

-0,2085

12

-0,5485

17

1,1915

3

0,5115

8

-1,1385

13

1,1315

18

-0,8185

4

0,6815

9

0,9915

14

-0,7085

19

0,8315

5

1,4615

10

-2,4085

15

0,6715

20

0,2915



Тогда


- ассиметрия



- эксцесс



2) Проверка гипотезы о нормальности распределения:





Следовательно гипотеза нормального распределения не отвергается.

3) Проверка правила трех сигм

а)

значений (100%);

б)

значений (70%);

в)

значений (40%);

4) Исключение промахов и грубых ошибок.




При Рд=0,95; n=20 →



Грубых ошибок и промахов нет.

5) Определение доверительного интервала





При ; t=2,09;



тогда .

При ; t=2,86;

тогда

Интервал при Рд=0,99 шире, поэтому в его пределы войдут большее количество значений эксперимента. Но значения, входящие в интервал при Рд=0,95, будут более достоверными.

6) Точность и оценка истинного значения измеряемой величины.



Для того, чтобы уменьшить случайную погрешность на величину 25%, то есть повысить точность в 4 раза, необходимо увеличить число измерений до 36.

Результаты измерений:



Следовательно:

-систематические ошибки исключены;

-распределение величины согласовано с законом нормального распределения случайной величины.

Приложение А

Уфимский государственный авиационный технический университет


Реферат

на тему:

« »


Скачать файл (940.3 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru