Метролгическое обеспечение

Оглавление

 

Введение…………………………………………...………………………………3

Описание конструкции и назначение узла………….…………………...……....4

Расчет и выбор посадок подшипника качения………………………….…...….5

Расчёт и выбор посадки с  натягом……………….………………………………9

Выбор посадок для сборочного узла и расчет их элементов…………...…….13

Выбор средств измерения деталей…………….…………………………..……16

Расчет рабочих и контрольных  калибров………………………………..….…19

Заключение……………………….………………………………………………23

Список использованных источников…….…………………………………..…24

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Качество машин и  механизмов, их надежность и долговечность  в значительной степени определяется точностью обработки деталей  при изготовлении. Выполнение требований к точности деталей и сборочных единиц является одним из основных условий взаимозаменяемости.

Обеспечение взаимозаменяемости, а, следовательно, и заданного уровня качества изделий подразумевает не только установление комплекса требований ко всем параметрам, оказывающим влияние на взаимозаменяемость и качество изделий (нормирование параметров и их точности), но и эффективный контроль нормируемых параметров.

Эксплуатационные показатели механизмов и машин (долговечность, надежность, точность и т.д.) в значительной мере зависят от правильности выбора посадок, допусков формы и расположения, шероховатости поверхности отдельных деталей. В собранном изделии отклонения размеров, формы, расположения осей или поверхности какой-либо одной детали вызывают отклонения у других. Эти отклонения, суммируясь, приводят к повышенному и неравномерному изнашиванию деталей, снижают точность работы подвижных соединений, вызывают интенсивный износ, очаги задиров, неравномерное распределение напряжений в неподвижных сопряжениях.

Развитие стандартизации норм взаимозаменяемости стимулирует широкую стандартизацию продукции массового потребления - полуфабрикатов, сортового проката, крепежных изделий, электродвигателей, редукторов и пр.

Серийное и массовое производство и эксплуатацию изделий  надлежащего качества возможно организовать только с применением стандартизации норм взаимозаменяемости. Выполнение установленных стандартом требований проверяют измерениями, которые в свою очередь базируются на стандартных единицах, средствах их воспроизведения, процедурах и требованиях к оформлению.

 

 

Описание конструкции и назначение узла

Червячный редуктор — устройство, преобразующее угловую скорость и момент двигателя, используя червячную передачу.

Червячный редуктор предназначен для передачи крутящего момента  от электродвигателя к исполнительным звеньям. Ведущий вал редуктора 5 представляет собой ступенчатый  вал, на котором установлен червяк. Частота вращения ведущего вала составляет 380 об/мин. Передаваемый крутящий момент Т₂ = 305 Н·м, радиальная нагрузка консольного участка выходного вала составляет 7400 Н, осевое усилие 2 кН. Ведомый вал 4 воспринимает нагрузку от ведомой шестерни 11 с числом зубьев Z₂ =59. Ведомый вал вращается в подшипниках 7. По условиям работы  
редуктора нагрузка на подшипники с сильными ударами и вибрацией, перегрузка до 300 %. Шестерни и валы с подшипниками установлены в корпусе 6, закрываемом крышкой редуктора 1. подшипники закрываются глухими и сквозными крышками 3 и 8; герметичность достигается установкой прокладок под крышки.

 

 

Расчет и выбор посадок  подшипника качения

Данные для расчета:

• номер подшипника и класс его точности: подшипник радиально-упорный легкой серии 36310, класс точности 6;
• радиальная реакция опоры R = 2,0 кН;
• осевое усилие А = 2 кН;
• характер нагружения: с сильными толчками и вибрациями, перегрузка до 300%;
• диаметр отверстия полого вала d_отв = 0 (вал сплошной).

 

Анализом условий и  характера работы сборочного узла устанавливаем, что циркуляционно-нагруженными (вращающимися) являются внутренние кольца подшипников качения, сопрягаемые с ведущими и ведомыми валами редуктора. Корпус редуктора является неподвижным. Наружные кольца неподвижны, что определяет местный характер их нагружения. По табл. 8 прил. A определяем габаритные размеры подшипника:

d = 30 мм; D = 62 мм; b = 16 мм; r = 1,5 мм.

1. Определяем интенсивность  радиальной нагрузки на посадочной  поверхности циркуляционно-нагруженного  кольца по формуле:

Н/мм.

Значение К_П выбираем по табл. 7 прил. А в зависимости от характера нагрузки, в нашем случае К_П = 1,8; значение коэффициента F_A выбираем из табл. 2 прил. А в зависимости от величины , в нашем случае для радиально-упорных подшипников F_A = 1; значение коэффициента F выбираем по таблице 6 прил. А: F= 1,6.

2. По найденному значению P_R для d = 30 мм по табл. 5 прил. Б выбираем основное отклонение на посадочной поверхности внутреннего кольца, в нашем случае основное отклонение к.

3. Для наружного кольца, испытывающего  местное нагружение, в соответствии  табл. 3 прил. Б для разъемного  корпуса с сильными толчками  и вибрациями, перегрузкой до 300 % принимаем посадку J_S.

4. Выбор экономически целесообразного квалитета для посадок подшипника на вал и в корпус производим на основании данных табл. 2 настоящих методических указаний.

Посадка подшипника на вал  Ø30 , посадка в корпус Ø62 .

5. По таблицам 9, 10 прил. А и таблицам ГОСТ 25347-82 определяем отклонения для колец подшипника и сопрягаемых с ними деталей соответственно. Строим поля допусков по наружному и внутреннему диаметрам колец подшипника.

S_max = es – EI = 0.026мм;

S_min = ei – ES = -0,017 мм;

 

a)            б)

Рис. 1. Схемы полей  допусков посадки подшипника на вал (а) и в корпус (б).

Для внутреннего кольца:

N_max = EI - es = 0,023мм.

N_min = ES - ei 1= 0,002 мм.

6. Определяем максимальный  допустимый натяг  .

,

где значение К:

Условие N_max < выполняется, т.к. 0,023 < 0,1098.

7. Проверяем достаточность  минимального натяга в посадке  внутреннего кольца на вал.

= = 5.3 мкм.

Условие N_min ³_. не выполняется, поэтому вводим поправку на шероховатость:

= - 5(R_aD + R_ad) =5.3–5(0.63+0,32) = 0,55 мкм = 0,00055 мм. В том случае, если учет шероховатости не приводит к выполнению условия, то следует выбирать для посадки на вал следующее отклонение допуска вала (табл. 5 прил. A). С учетом поправки на шероховатость условие N_min ³_. выполнено, т.к. 0,002 > 0,00055.

8. Проверяем наличие  посадочного рабочего зазора.

G_p = G_н - ∆d,

 

где G_н = = мм.

Значения G_max и G_min берутся по данным табл. 12 прил. А.

 

U_эф = 0,85N_ср = 0,85· мм.

∆d=U_эф = ·=0.011

G_p = 0,0305 – 0,0086 = 0,0245 мм. G_p > 0. Условие выполнено.

 

Усилие запрессовки Р_запр:

= = =2919.6 Н.

9. Температура нагрева  подшипника в масле

,

где S_сб = S_min в посадке типа H/g = -0,017 мм;

α = (11,1±1)·10^-6 град^-1;

= = 36,6 ºС.

 

 

 

Расчёт и выбор посадки  с натягом

Для цилиндрического  редуктора произведем расчет сопряжения «вал - зубчатое колесо».

Данные для расчета:

• номинальный диаметр сопряжения d = 120 мм;
• длина сопряжения ℓ= 0,085м;
• наружный диаметр втулки d₂ = 0,14 м;
• диаметр осевого отверстия d₁ = 0;
• передаваемый крутящий момент М = 12500 Н•м;
• осевое усилие P= 0, Н;
• величины шероховатости поверхностей вала и втулки R_zd,=1,6 мкм; R_zD = 3,2 мкм;
• материал вала и втулки - сталь 45;

 

1. Определяем удельное контактное эксплуатационное давление Р_э, принимая коэффициент запаса прочности n =1,5:

Р_э = = = 46,4*10⁶ Па,

2. Определяем значение  предела текучести материала  по таблице 2 прил. Г. Для стали  45 значение σ_т = 3,53∙10⁸ Па.

Вал и втулка испытывают упругие  деформации.

 

3. По графику деформаций (рисунок 1 прил. В) определяем наибольшее допустимое значение Р_нб/σ_т на границе допустимой зоны деформирования (кривая «б») и рассчитываем значение Р_нб , Па,

Р_нб/σ_т  =0,122.

Р_нб=0,122· σ_т = 0,122·3,53·10 ⁸=0,43066·10 ⁸ Па.

4. По графику (рис 2 прил. В) определяем значение коэффициента

неравномерности распределения  удельного давления χ:

 

.

По соотношениям l/d и d₁/d находим значение коэффициента неравномерности распределения удельного давления χ=0,95.

 Определяем наибольшее  значение удельного давления  Р_нб.доп:

5. Определяем коэффициенты формы

вала:

втулки:

где μ_А и μ_В- коэффициенты Пуассона материала втулки и вала соответственно, определяемые по табл.2 прил. А.

6. Рассчитаем значение  наибольшего и наименьшего допустимого  натяга  и .

7. Рассчитаем поправку на смятие микронеровностей сопрягаемых поверхностей:

Определим величины расчетных  значений минимального и максимального  натягов:

₌ + Δш = 90,94 +4,8 = 95,74 мкм.

₌ + Δш = 80,16+4,8 = 80,56 мкм.

8. По таблицам ГОСТ 25347-82 выбираем стандартную посадку 120 и строим поля допусков (рис. 2). При выборе посадки соблюдаем условия:

≥ .

< .

Рис. 2. Схема полей  допусков посадки с натягом 120 .

Выбранная посадка Ø120 H8/u8 удовлетворяет условиям:

≥ : 80,16 мкм ≥ 133 мкм.

< : 95,74 мкм ≤ 37 мкм.

9. Определяем наибольшее удельное давление на сопрягаемых поверхностях при наибольшем натяге выбранной посадки:

10. Наибольшее напряжение  во втулке:

Прочность втулки обеспечена, т.к. выполняется условие

σ_д ≤ σ_т

0,3568∙10⁸ ≤ 0,7136∙10⁸.

 

 

Выбор посадок для сборочного узла и их расчет

 

Номера сопрягаемых  деталей	Наименование сопрягаемых деталей	Выбранные посадки по ГОСТ 25347-82
7-4	Подшипник - вал	Ø 30 L6 / к6
7-1	Подшипник - корпус	Ø 62Js7 / l6
10-4	Шпонка – вал червячной  колеса	10 N9 / h9
10-11	Шпонка - червячное колесо	10 Js9/ h9
11-4	Червячное колесо – вал	Ø 35 H8/u8
8-6	Глухая крышка - корпус	Ø 62 Js7/ d11
3-1	Крышка сквозная - корпус	Ø 62 Js7 / d9
2-1	Болт - корпус	М8 7H / 8g
2-3	Болт – крышка (наружная)	Ø 8 H12 / 8g
9-6	Штифт - нижний полукорпус	Ø 11 R7 / h6

 

Номера сопряг. деталей	Номинальный размер с отклонениями	Предельные размеры, мм						Схемы полей допусков
		Dmax	Dmin	dmax	dmin	Smax	Smin
7-4		30	29.992	30.015	30.002	-	-
7-1		62.015	61.983	62	61.989	0.026	-
10-4		10	9.964	10	9.964	0.36	-
10-11		10.018	9.982	10	9.964	0.054	-
11-4		35.039	35	35.099	35.060	-	-
8-6		62.015	61.985	61.900	61.710	0.305	0.085
3-1		62.015	61.985	61.900	61.826	0.189	0.085
3-1		8.200	10	7.972	7.637	0.563	0.028
2-3		8.150	8	7.972	7.637	0.513	0.028
9-6		9.987	9.972	10	9.991	-	-