Анализ качества изделия машиностроения

АНАЛИЗ КАЧЕСТВА ИЗДЕЛИЯ МАШИНОСТРОЕНИЯ

Задача 1

Приведите пример стандарта, используемого на вашем предприятии, и определение стандартизации

зубчатое колесо вал подшипник

Один из постоянно употребляемых стандартов на железнодорожных предприятиях — стандарт, описывающий подшипники качения и допуски и посадки для них.

ГОСТ 529–89* Подшипники качения. Технические требования.

ГОСТ 3325–85* Подшипники качения. Поля допусков и Технические требования к посадочным поверхностям валов корпусов. Посадки.

Стандартизация — это установление и добровольное многократное применение правил с целью упорядочения деятельности в сферах производства, обращения продукции и повышения конкурентноспособности продукции, работ и услуг.

Задача 2

1. Рассчитать и выбрать посадку с натягом для соединения зубчатого колеса с валом;

2. Выполнить анализ полученной посадки и построить схему расположения полей допусков;

3. Обозначить посадку соединения и поля допусков сопрягаемых деталей на эскизах.

Исходные данные к задаче 2

d=100 мм

d2=180 мм

L=140 мм

Мкр=1500 Нм

Rzd=5 мкм

RzD=6,3 мкм

Марка стали 45

ут=34· 107 Па

µd=µD=0,3

Еd=ЕD=2,06· 1011 Па

Значение наименьшего расчетного натяга определяется по формуле, мкм:

Где РЭ — удельное контактное эксплуатационное давление при действии крутящего момента, Па:

где f — коэффициент трения, f=0,15;

n — коэффициент запаса прочности соединения, м;

D=d — номинальный диаметр соединения, м

L — длина соединения, м

Па

СD и Сd — коэффициенты Ламэ:

где d1 — внутренний диаметр полого вала, d1=0 (вал не полый)

d2 — наружный диаметр втулки или впадин зубчатого колеса

= · 0,1·9,57 мкм

Наибольший расчетный натяг рассчитывается по формуле, мкм:

Где Рдоп — наибольшее допускаемое давление на поверхности вала или втулки, Па

На поверхности втулки отсутствуют пластические деформации при:

Па

На поверхности вала отсутствуют пластические деформации при:

Па

Максимальное допустимое давление Рдоп= 197,2· 106Па, следовательно:

мкм

Находим поправку к расчетному натягу на смятие неровностей поверхности детали URz, остальные поправки можно принять равными нулю.

мкм

Где k — коэффициент, учитывающий высоту смятия неровностей отверстия втулки и вала. Для принятого метода (с нагревом зубчатого колеса) принимаем k=0,5

С учетом поправки величины граничных допустимых значений функциональных натягов для выбора посадки будут равны:

Nmin ф=Nmin расч+URz=9.57+11.3=20.87 мкм

Nmах ф=Nmах расч+URz=276,6+11,3=278,9 мкм

Схема расположения полей допусков посадки с натягом в системе отверстия, используемая для выбора стандартной посадки представлена на рис. 1 нижнее отклонение основного отверстия EI=0

Nmax=es-EI

Nmin=ei-ES

Исходя из условия, что натяг, обеспечиваемый стандартной посадкой (ГОСТ 25 347−82), должен быть меньше функционального, определяем наибольшее допустимое значение верхнего отклонения вала:

es< Nmax ф-EI=278,9−0=278,9 мкм

В таблице 1 приложения приведены рекомендуемые ГОСТ 25 347–82 посадки в системе отверстия. При изготовлении отверстия по седьмому (Н7) или восьмому (Н8) квалитету для получения натяга используются поля допусков валов:

для Н7 — р6, r6, s6, s7, t6, u7

для Н8 — s7, u8,x8,z8

Выбираем отклонения, соответствующие этим полям допусков по табл. 2 приложения (ГОСТ 25 347−82) и проверяем выполнение неравенства по величине верхнего отклонения вала для рассматриваемых полей допусков валов.

Принимаем поле допуска 100u8 (es=+178, ei=+124), т.к. в этом случае неравенство выполняется:

100u8:es=+178 мкм<(278,9 мкм = Nmax ф)

Исходя из условия (Nmin=ei-ES)>Nmin ф, определяем наибольшее допустимое значение верхнего отклонения основного отверстия:

ES

Определяем верхнее отклонение поля допуска по табл. 3 приложения (ГОСТ 25 347−82). Из полученных отклонений выбираем отклонения, обеспечивающие выполнение наравенства.

100Н8: ES=+54<189,13 мкм — неравенство выполняется.

Принимаем поле допуска 100Н8 (ES=+54,EI=0) и рекомендуемую посадку 180Н8/u8.

Анализ выбранной посадки с натягом

Выполним анализ выбранной посадки 180H8/u8 (табл. 1), построим схему расположения полей допусков (рис. 1).

Таблица 1

es=+178

ei=+0,124

(N_min=ei-ES=0,070)>N_{min ф}

ES=+54 (N_max=es-EI=0,178)max _ф

EI=0

D=d=100 мм

Рис. 1 Схема расположения полей допусков посадки 180Н8/u8

Эскизы соединения и сопрягаемых деталей с обозначением посадки и полей допусков представлены на рис. 1 приложений.

Задача 3

Вал вращается, корпус редуктора неподвижен. Вид нагружения наружного кольца — местный, внутреннего — циркуляционный. Осевая нагрузка на опору отсутствует.

1. Подобрать посадки внутреннего и наружного колец подшипника;

2. Выполнить анализ полученных посадок;

3. Построить схемы расположения полей допусков;

4. Обозначить на эскизах посадки соединяемых деталей и поля допусков этих деталей.

Исходные данные для расчета:

Подшипник № 316 (80×170×39)

Класс точности Р5

D=80 мм

D=170 мм

В=39 мм

r=3,5 мм

dзап=89 мм

R=24 кН

Перегрузка до 150%

Интенсивность нагрузки на посадочные поверхности:

где В1 — рабочая ширина посадочного места, м

В1=В-2r,

где В — ширина подшипника, В=0,039 м;

r — радиус скругления колец подшипника, r =0,0035 м;

kр — динамический коэффициент посадки. Зависит от характера нагрузки: при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации kр=1;

F — коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе: при сплошном вале F=1

FA — коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору. Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом FA=1

В1=0,039−2· 0,0035=0,032 м

РR=24· 103/0,032=750 кН/м

По найденному значению РR и заданным диаметрам внутреннего кольца (80 мм) выбираем поле допуска посадочной поверхности вала, соединяемой с циркуляционно нагруженным кольцом по справочным таблицам. Поле допуска вала — 80k6.

Поле допуска отверстия в корпусе под наружное местно нагруженное кольцо выбираем в зависимости от перегрузки, типа корпуса (разъемный или неразъемный) и типа подшипника. Поле допуска отверстия в корпусе — Н7.

Определяем числовые значения отклонений для этих полей допусков вала и отверстия в корпусе согласно справочным таблицам.

Отклонения вала 80k6 es=+32 мкм

ei=+2 мкм

Отклонения отверстия в корпусе 170H7 ES=+30 мкм

EI=0 мкм

Числовые значения отклонений для полей допусков подшипника L0 и l0 (класс точности Р0) определяем по справочным таблицам:

Отклонения отверстия внутреннего кольца 80L0 ES=0 мкм

EI=-15 мкм

отклонения наружного кольца подшипника 170l0 es=0 мкм

ei=-25 мкм

Посадка внутреннего кольца подшипника на вал — 80L0/ k6 (переходная)

Посадка наружного кольца в отверстие в корпусе — 170H7/ l0 (переходная)

Эскизы с обозначением посодок подшипника качения и полей допусков сопрягаемых деталей показаны на рис. 2 приложений.

Задача 4

1. Подобрать размеры шпонки для соединения шкива с валом;

2. Назначить посадку шкива на вал и посадки шпонки с пазом вала и пазом втулки в соответствии с вариантом задания;

3. Выполнить анализ полученных посадок шпонки с пазом вала и пазом втулки.

4. Построить схемы расположения полей допусков этих соединений;

5. Обозначить на эскизах посадки соединяемых деталей и поля допусков деталей соединения.

Исходные данные:

Диаметр вала d=70 мм

Длина шпонки l=125 мм

Вид шпоночного соединения — свободное

По ГОСТ 23 360–78, Ст СЭВ 189 для вала, диаметром 70 мм находим сечение шпонки b x h = 20×12 и ширину ступицы шкива lc=170 мм>l, где l — длина шпонки.

Допуски на глубину пазов вала t1 и втулки t2 определяем по справочным таблицам (СТ 13−57 и СТ СЭВ 645−77):

t1=7,5+0,2 или d-t1=70−7,5=62,5−0,2

t2=4,9+0,2 или d+t2=70+4,9=74,9+0,2

Предельные отклонения размеров по ширине паза вала и паза втулки должны соответствовать полям допусков ГОСТ 25 347–82 при свободном соединении: на валу Н9, во втулке D10

Предельные отклонения на ширину шпонки устанавливается по h9.

Сопряжение шпонки с пазом вала (при заданном свободном шпоночном соединении) будет осуществляться по посадке 20Н9/h9 (переходная посадка), а с пазом втулки — 20D10/h9 (посадка с зазором).

Отклонения на несопрягаемые размеры, которые рекомендует ГОСТ 23 360, находим по приложению:

На высоту шпонки 12h11 =12−0,110

На длину шпонки 125h14 =125−1,000

На длину паза вала 125Н15 =125+1,600

В соответствии с рекомендациями принимаем посадку шкива на вал 70Н9/h9.

По приложениям находим отклонения, соответствующие принятым полям допусков:

Для ширины шпонки bшп=12h9 es= 0; ei=-43 мкм

Для ширины паза вала Вв=12Н9 ES= +43 мкм EI=0

Для ширины паза втулки Ввт=12D10 ES= +120 мкм EI=+50

Задача 5

Используя заданные по варианту размеры (задачи 2,3,4), назначить недостающие осевые и диаметральные размеры ступеней вала, исходя из особенностей конструкции.

Таблица 2

Задача 6

При обработке вала с размерами, установленными в задаче 5, необходимо обеспечить отклонения размера между опорами под подшипник по двенадцатому квалитету (h12). Для этого необходимо:

1.Составить схему размерной цепи;

2. решить прямую задачу (задачу синтеза) размерной цепи с помощью метода полной взаимозаменяемости. При этом:

— проверить замкнутость размерной цепи;

— определить допуски составляющих звеньев с использованием метода равной точности;

— назначить одно из звеньев увязывающим для последующей корректировки несоответствия между расчетными оэффициентом точности и принимаемым стандартным;

Определить отклонения составляющих звеньев и произвести проверку правильности решения

Для нормальной работы редуктора необходимо при обработке вала выдержать размер между опорами под подшипники АД=165h12=165−400

Для соблюдения этого размера требуется правильно задать допуски размеров А1=450мм, А2=246мм, А3=39 мм, образующих вместе с размером АД=165 мм замкнутую размерную цепь.

Звенья А1, А2, А3 — составляющие, звено АД — замыкающее.

Проводим проверку замкнутости размерной цепи, мм

Где Аj — номинальные размеры составляющих звеньев;

m-1 — общее число составляющих звеньев без замыкающего;

еj — передаточные отношения составляющих звеньев: е=+1 для составляющих увеличивающих, е=-1 — для составляющих уменьшающих звеньев.

АД=+1· 450−1·246−1·39=165 мм

Метод полной взаимозаменяемости обеспечит сборку узла без пригонки, сортировки, индивидуального подбора или регулировки — при любом сочетании размеров деталей, значения размера замыкающего звена не выходят за установленные пределы.

В основе расчета методом полной взаимозаменяемости лежит формула:

где ТАД — допуск замыкающего звена. В нашем случае ТАД=400 мкм=0,4 мм

еj — передаточные отношения составляющих звеньев;

ТАj — допуски составляющих звеньев

Принимаем для расчета допусков составляющих звеньев метод равной точности: допуски составляющих звеньев имеют одинаковую точность, то есть один коэффициент точности kср:

Где ij — единица допуска j-го составляющего звена.

Тогда:

Где D — среднее геометрическое граничных значений интервала, в который попадает размер составляющего звена, мм:

Значения единицы допуска для составляющих звеньев:

А1=450 мм; i1=

А2=246 мм; i2=

А3=39 мм; i3=

kср=

по данным ГОСТ 25 346–89 (СТ СЭВ 145), ближайшее меньшее значение коэффициента точности к полученному kср=47,93 будет для 9-го квалитета. Оно равно 40 (IT9=40i)

Назначаем по таблице допуски составляющих звеньев А1=450 мм и А2=246 мм по 9-му квалитету:

ТА1=0,155 мм; ТА2=0,115 мм;

Звено А3 выбираем увязывающим.

Сумма допусков составляющих звеньев без увязывающего

=0,155+0,115=0,270<�ТАД=0,400 мм,

Что меньше допуска замыкабщего звена. Их разница равна допуску увязывающего звена:

мм

Отклонения составляющих звеньев (ЕsАj — верхнее, ЕiАj — нижнее, ЕсАj=(ЕsАj+ЕiАj)/2 — среднее) назначаем как отклонения основного отверстия или вала в тело детали:

Для звена А1 (450h9) — в минус: ЕsА1=0; ЕiА1=-155 мкм; ЕсА1=-77,5 мкм

Для звена А2 (246Н9) — в плюс: ЕsА2=+115 мкм; ЕiА1=0; ЕсА1=+57,5 мкм

Для звена АД (165h12) задано: ЕsАД=0; ЕiАД=-400 мкм; ЕсАД=-200 мкм

Поле допуска увязывающего звена должно располагатьс так, чтобы выполнялись равенства:

;

;

Где n — число составляющих увеличивающих звеньев. Остальные звенья — составляющие уменьшающие (m-1-n).

Рассчитаем положение середины поля допуска увязывающего звена:

;

мкм

Предельные отклонения увязывающего звена А3увяз будут равны:

ЕsАувяз=ЕсАувяз+ТАувяз/2=+65+(130/2)=+130 мкм;

ЕiАувяз=ЕсАувяз-ТАувяз/2=+65-(130/2)=0 мкм

Результаты расчетов представлены в таблице 3.

Таблица 3

Проверка правильности выполнения расчетов:

0-(0+0)=0

— 155-(+115+130)=-400 мкм

Задача 7

Используя данные задач 2,3,4,5,6 указать на эскизе полученные поля допусков осевых и диаметральных размеров вала.

Размеры вала (исходя из конструктивных особенностей рассматриваемого узла) получены в задаче 5. при оформлении рабочего чертежа вала (простановка размеров, отклонений и т. д.) следует учитывать особенности технологии изготовления рассматриваемой детали, сборки и измерения. Осевые размеры валов подобной конструкции формируются за два установа или за две операции (закрепление за левую часть при обработке правой и наоборот). Требуемая точность отдельных диаметральных размеров обеспечивается на последующих операциях.

При выборе метода простановки, получения (технология) и измерения размеров (цепной, координатный комбинированный) следует учитывать их особенности.

Обеспечение при обработке точности размеров 39+0,13, 246Н9 и 450h9 обеспечит точность размера 165h12, определяющего качество сборки. для всех свободных размеров отклонения принимаем по среднему классу точности ГОСТ 25 670–83 (СТ СЭВ 302−76), что соответствует 14-му квалитету по ГОСТ 25 347–82

Задача 8

1. Выбрать средство измерения для контроля размера вала под посадку с натягом.

2. охарактеризовать выбранное измерительное средство: наименование, ГОСТ, цена деления шкалы, диапазон измерений, погрешность измерения, температурный режим, вариант использования

Для рассматриваемого размера 100u8 по таблицам приложения устанавливаем допускаемую погрешность измерения в мкм и рекомендуемые средства измерения. Для размера 100u8 допускаемая погрешность измерения равна 16 мкм, а допуск размера — 63. рекомендуемые станковые средства измерения — 7 В, ж; 11а; 13а, 14а, 31, 32а, б*, 35б* Рекомендуемые накладные средства — 4 а, 5а, 6а.

Характеристики средств измерения приведены в таблице 4.

Таблица 4

Выбираем индикатор часового типа ГОСТ 577–68*, класс точности 0, цена деления 0,01 мм, диапазон измерения 80−120 мм, погрешность измерения 10 мкм, температурный режим — 5єС, закреплен на штативе.

Задача 9

Назначить допуски соосности и цилиндричности для поверхностей вала под подшипники, и радиального биения — для поверхностей вала под зубчатое колесо и од шкив, используя нормальный уровень относительной точности.

Основные определения и указания допусков формы и расположения, указываемые на чертежах, установлены стандартами ГОСТ 24 642–81. Числовые значения допусков формы и расположения определены стандартами ГОСТ 24 642–81 (СТ СЭВ 536−77)

Если на чертеже не указаны требования к отклонениям формы и расположения, то подразумевается, что это отклонение может быть в пределах поля допуска на размер.

Наиболее часто для назначения допусков формы и расположения используют нормальный уровень относительной геометрической точности А, который соответствует 60% от доступа размера;

В соответствии с условием задачи назначить отклонения формы и расположения для поверхностей вала диаметром 100u8, 70h9, 80k6.

Задан нормальный уровень относительной геометрической точности А. Для 100u8 — 7 степень точности, для 70h9 — 8 степень точности, для 80k6 — 5 степень точности.

Допуск цилиндричности: для 80k6 и 5 степени точности — 6 мкм.

Допуск радиального биения: для 100u8 и 7 степени точности — 40 мкм, для 70h9 и 8 степени точности — 60 мкм.

Допуск соосности поверхностей под подшипниками в диаметральном выражении для вала 80k6 составляет — 12 мкм. В радиусном выражении — 6мкм.

Задача 10

Назначить требования к шероховатости поверхностей вала исходя из нормального уровня относительной геометрической точности А.

Для нормального уровня точности, А принимаем Rz?0,2 Т в пределах от 320 до 10 мкм и от 0,1 до 0,025 мкм. Rа?0,05 Т в пределах от 2,5 до 0,02 мкм. Величины допусков для рассматриваемых размеров принимаем по ГОСТ 25 346–89. расчетные значения Rz и Rа округляем до ближайшего меньшего значения.

Для вала 80k6: Т=19 мкм Ra?0,95 мкм, выбираем Rа=0,8 мкм

Для вала 100u8: Т=54 мкм Rz?2,7мкм, выбираем Rz=2,5 мкм

Для вала 70h9: Т=74 мкм Rz?14,8 мкм, выбираем Rz=12,5 мкм

Для 12Н9: Т=43 мкм Rа?2,15 мкм, выбираем Rа=2,0 мкм

Для прочих поверхностей назначаем Rz=20

Задача 11

1. Проанализировать точность резьбового соединения в соответствии с заданием;

2. Привести эскизы резьбового соединения с обозначением посадки и отдельно деталей соединения с обозначением полей допусков;

3. Пояснить содержание условных обозначений;

4. Определить номинальные размеры параметров резьбы, показав их на эскизе

5. Установить предельные отклонения диаметров резьбы, их предельные размеры и допуски. Определить зазоры;

6. Построить в масштабе схему расположения полей допусков указав предельные размеры диаметра резьбы.

Исходные данные:

Резьба М22×1,5−6Н/6е-40

Условное обозначение указывает, что резьба метрическая (угол профиля б=60є), с шагом 1,5 мм, диаметром 22 мм, длиной свинчивания 40 мм.

6Н/6е — обозначение посадки резьбового соединения

6Н — поле допуска среднего и внутреннего диаметров резьбы гайки;

6е — поле допуска среднего и наружного диаметров резьбы болта;

6 — степень точности, определяющая допуски диаметров болта и гайки.

Н, е — основные отклонения соответственно диаметров резьбы гайки и болта.

D=d=22.000; D1=d1=20,376 мм;D2=d2=21,026 м; Р=1,5

Н=0,8667Р=1,300;б=60є

Предельные отклонения диаметров резьбы, сопрягаемых на посадках с зазором, мкм:

Для гайки М22−6Н

ЕSD?+Н/10=0.130; ЕID=0

ЕsD2=+190; ЕID2=0

ЕsD1=+300; ЕID1=0

Для болта М22−6е

еsd=-67; еid=-303

еsd2=-67; еid2=-207

еsd1=-67; еid1?-Н/8=0.1625

Предельные размеры и допуски средних диаметров резьбы болта и гайки, мм:

D2max=21.026+0.190=21.216 D1max=20.376+0.300=20.676

D2min=21.026+0=21.026 D1min=20.376+0=20.376

TD2=D2max-D2min=0.190 TD1=D1max-D1min=0.300

d2max=21.026−0.067=20.959 d1max=20.376−0.067=20.309

d2min=21.026−0.207=20.819 d1min=20.376−0.1625=20.2135

Td2=d2max-d2min=0.140 Td1=d1max-d1min=0.0955

Зазоры в соединении по среднему диаметру, мм:

S2max= D2maxd2min=21.216−20.819=0.397 мм

S2min= D2mind2max=21.026−20.959=0.067

Учитывая особенности работы резьбового соединения М22×1,5−6Н/6е-40 и его точность, контроль параметров резьбы рекомендуется осуществлять резьбовыми калибрами.