« Эрудиция » Российская электронная библиотека

www.Referatik.Ru - Дипломы, Курсовые и Рефераты на Заказ!
Без предоплаты, Антиплагиат свыше 80 % , Срок от 24 ч.
Тел: (495) 223-11-00 с 10 до 20 ч.
ПодробнееПодробнее Заказать

Все темы рефератов / Технология /


Версия для печати

Курсовая: Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения (RTF)




МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ



ИНЖЕНЕРНО ФИЗИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ



(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)



Отделение № 2



Курсовой проект по курсу:



ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ

и ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ





Вариант 7



























Выполнил :

Проверил :

" " 1995 г.





















Новоуральск

1995

ВВЕДЕНИЕ

1. ПОСАДКА С НАТЯГОМ

1.1. Содержание задания и исходные данные.

1.2. Определение угловой скорости и крутящего момента на валу.

1.3 Расчет посадок с натягом.

1.4. Схема расположения полей допусков отверстия и вала.

2. ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА

2.1. Содержание задания и исходные данные.

2.2. Расчет переходной посадки

2.3. Схема расположения допусков отверстия и вала

3. РАСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВОГО СОЕДИНЕНИЯ

3.1. Задание и исходные данные.

3.2. Расчет посадок.

3.3. Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и
вала

4. РАСЧЕТ КАЛИБРОВ

4.1. Задание и исходные данные.

4.1. Расчет калибров.

4.2. Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров.

5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

5.1. Задание и исходные данные к расчету

5.2. Расчет начальных параметров

5.3. Расчет параметров зубчатого зацепления.

6. РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ

6.1. Задание и исходные данные

6.2. Расчет.

6.2.1. Метод полной взаимозаменяемости

6.2.2. Вероятностный метод.

ЛИТЕРАТУРА



ВВЕДЕНИЕ



Выполнение данной курсовой работы преследует собой следующие цели:

научить студента самостоятельно применять полученное знание по курсу
ВСТИ на практике;

изучение методов и процесса работы со справочной литературой и
информацией ГОСТ;

приобретение необходимых навыков по оформлению курсовых и
аналогичных работ.

Преимуществами курсовой работы по сравнению с другими видами обучения
можно назвать практически полную самостоятельноcть студента во время ее
выполнения, необходимость использования знаний не только по данному
предмету, но и по многим смежным областям.





















































1. ПОСАДКА С НАТЯГОМ

1.1. Содержание задания и исходные данные.

По заданному вращающему моменту рассчитать и выбрать посадку с натягом,
обеспечивающую как неподвижность соединения, так и прочность сопрягаемых
деталей. Изобразить схему расположения полей допусков отверстия и вала.

Таблица 1



Число зубьевМатериал Модуль

переда

чи m, ммУгловая скорость V, м/сПереда

ваемая мощность Р, КВтколеса

z2шестер

ни z1колесошкивст 45чугун32.585023E=1*1011 МПаE=9*1010 МПа

1.2. Определение угловой скорости и крутящего момента на валу.

Расчет производим по алгоритму, приведенному в [1].

,

где угловая скорость, c1;

m, z1, V взяты из таблицы 1.

=72 с-1.

,

где Р передаваемая мощность, КВт.

ТКР=8000/72=110 Нм.

1.3 Расчет посадок с натягом.

Расчет и выбор посадки производится по пособию [1], т1, стр. 360365
согласно схеме рис. 1.





















Рис. 1.

где: dН номинальный диаметр сопряжения вала и шестерни;

dШ диаметр шестерни;

l длина сопряжения.

dН=50 мм;

dШ=69 мм;

l=56 мм.

Определение минимального значения нормального напряжения , Па на
поверхности сопряжения, обеспечивающего передачу заданной мощности.

,

где ТКР крутящий момент, Нм;

f коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или
проворачивания принимаем f= 0.08, т.к. это прессовая посадка;

l длина контакта сопрягаемых поверхностей, м.

=6.252106 Па.

Определение наименьшего расчетного натяга NMIN, мкм, обеспечивающего
[Pmin], мкм:

,

где Е модуль нормальной упругости материала, Па;

С1 и С2 коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:

,

,

где 1 и 2 коэффициенты Пуассона соответственно для охватываемой и
охватывающей деталей; принимаем

1=2=0.3;

d0 внутренний диаметр вала в нашем случае равен нулю.

,

.

мкм.

Определяем с учетом поправок величину минимального натяга [NMIN], мкм.

,

где Ш поправка, учитывающая смятие неровностей кон- тактных
поверхностей деталей при образовании соединения, мкм.

,

где RaD среднее арифметическое отклонение профиля отверстия, мкм;

Rad среднее арифметическое отклонение профиля вала, мкм.

Для поверхности деталей в посадках с натягом собираемых под прессом,
квалитет 67 и dH от 50 до 120 мкм:

RaD=1.6 мкм;

Rad=1.6 мкм.

Ш =5(1.6+1.6)=16 мкм.

[Nmin]=7+16=23 мкм.

Определение максимально допустимого удельного давления [pmax], МПа, при
котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях
деталей.

В качестве [pmax] берем наименьшее из двух значений, рассчитываемых по
формулам:

,

,

где p1 и p2 предельное значение удельного давления соответственно для
вала и шестерни;

m1 и m2 предел текучести материалов охватываемой и охватывающей
деталей, МПа.

Для Ст 45 m=350 МПа.

МПа;

МПа.

Так как p2 < p1, то [pmax]=99 МПа.

Определим необходимое значение наибольшего расчетного натяга Nmax.

,

мкм.

Определим с учетом поправок к Nmax величину максимального допустимого
натяга.

,

где уд коэффициент увеличения давления у торцов охватывающей детали.

По рис. 1.68 [1], исходя из =1.07, принимаем уд=0.89.

[Nmax]=1010.89+16=105 мкм.

Выбираем посадку.

dH=50 мм; Nmin>22 мкм; Nmax105 мкм.

50 .

1.4. Схема расположения полей допусков отверстия и вала.

Схема расположения полей допусков отверстия и вала изображена на рис.
2.

















Рис. 2.

2. ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА

2.1. Содержание задания и исходные данные.

Для неподвижного разъемного соединения назначить переходную посадку;
обосновать ее назначение. Определить вероятность получения соединений с
зазором и с натягом. Изобразить схему расположения полей допусков
отверстия и вала.

Cхема соединения изображена на рис. 3.





















Рис. 3.

2.2. Расчет переходной посадки

Руководствуясь пособием [1], назначаем как наиболее удобную исходя из
условий сборки скользящую посадку 40 .

Данная посадка не обеспечивает достаточной прочности и как следствие
конструктивно предусмотрена шпонка. Параметры посадки:

EI=0 мкм нижнее отклонение отверстия;

ES=25 мкм верхнее отклонение отверстия;

es=8 мкм верхнее отклонение вала;

ei=8 мкм нижнее отклонение вала.

Максимальный натяг:

NMAX=esEI,

NMAX= 80=8 мкм.

Минимальный натяг:

NMIN=eiES,

NMIN=825=33 мкм.

Далее, вычислим средний натяг:

Nc=(NMAX + NMIN )/2,

NC= 12.5 мкм.

Знак минус говорит о посадке с зазором.

Допуск отверстия:

TD=ESEI,

TD=25 мкм.

Допуск вала:

Тd=esei,

Td=16 мкм.

Определим среднеквадратичное отклонение натяга (зазора).

,

.

Вычислим предел интегрирования:

,

Z=12.5/4.946=2.51.

Пользуясь таблицей 1.1. [1], получим:

Ф(Z)=0.493.

Рассчитаем вероятность натягов и зазоров:

PN=0.5Ф(Z),

PN=0.50.493=0.7 % т. к. Z<0;

PS=0.5+Ф(Z),

PS=0.5+0.493= 99,3 % т.к. Z<0.

Следовательно, при сборке большинство изделий будет с зазором.

2.3. Схема расположения допусков отверстия и вала

Схема расположения допусков отверстия и вала изображена на рис. 4.























Рис. 4.

3. РАСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВОГО СОЕДИНЕНИЯ

3.1. Задание и исходные данные.

Рассчитать (назначить) посадки по внутреннему и наружному кольцам
подшипника качения. Построить схемы расположения полей допусков колец
подшипников качения и соединяемых с ним деталей вала и корпуса.
Выполнить эскизы посадочных мест под подшипник вала и корпуса и
обозначить на эскизе номинальные размеры, поля допусков, требования к
шероховатости, форме и расположения поверхностей.

Согласно заданию, имеем радиальный сферический двухрядный
роликоподшипник номер 3609 ГОСТ 572175. Нагружаемость С0=75 КН. Ширина
колец b=36, диаметр внутреннего кольца d1=45 мм и внешнего d2=100 мм.
Фаска согласно [2] r=2.5 мм. Нагружающие силы FR:

,

от шестерни и от шкива примерно одинаковые по модулю и противоположны по
направлению.

2.7 кН.

3.2. Расчет посадок.

Внутреннее кольцо нагружено циркуляционной нагрузкой интенсивностью РR
, кН/м.

,

где k1 динамический коэффициент посадки, зависящий от характера посадки
при перегрузке до 150 % умеренных толчках и вибрациях k1=1;

k2 учитывает степень ослабления посадочного натяга при полом вале или
тонкостенном корпусе k2=1;

k3 коэффициент неравномерости распределения радиальной нагрузки между
рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между
сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки k3=1.

=174 кН.

По табл. 4.90.1. [1] выбираем поля допуска js6 для внутреннего кольца и
К6 для внешнего.

Обратимся к табл. 4.91., которая рекомендует принять следующие посадки:

внутреннее циркуляционно нагруженное с нормальным режимом работы
0.07С0 SMIN=8 мкм;

внешнее, закрепленное в корпусе, местнонагруженное кольцо с режимом
работы 0.07C0
где NMAX=17 мкм; SMIN=-30 мкм.

Проверку внутреннего кольца на прочность можно произвести по формуле:

,

где К коэффициент, равен 2.8 в нашем случае;

[P] допускаемое напряжение на сжатие, МПа;

d диаметр внутреннего кольца, мм.

=155 мкм условие прочности выполнено.

Выбираем 6й класс точности подшипника.

Допуски соосности посадочных поверхностей вала ТВРС и корпуса ТКРС и
допуск торцевого биения заплечиков в корпусной детали ТКТБ и валов ТВТБ
примем по табл. 4.94. [1]:

ТВРС=21 мкм; ТКРС=42 мкм; ТКТБ= 16 мкм; ТВТБ=30 мкм.

Шероховатость посадочных поверхностей:

вала:

Ra=0.63 мкм;

отверстий корпуса:

Ra=0.63 мкм;

опорных торцов заплечиков вала и корпуса:

Ra=1.25 мкм.

3.3. Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и
вала

Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала
изображены на рис. 5 .

















4. РАСЧЕТ КАЛИБРОВ

4.1. Задание и исходные данные.

Спроектировать гладкие калибры для контроля отверстия и вала одного из
сопряжений и контрольные калибры для рабочей скобы. Выполнить эскизы
стандартных калибров, указав на них исполнительные размеры рабочих
поверхностей.

Выберем вал d=50 js6 с параметрами:

ei= 8 мкм;

es= 8 мкм.

Отверстие D=50 H7 с параметрами:

ES=25 мкм;

EI=0 мкм.

4.2. Расчет калибров.

Определяем наибольший и наименьший предельные размеры вала:

dMAX=50.008 мкм;

dMIN=49.992 мкм.

В табл. 4 гл. 1 [3] для квалитета 6 и интервала размера свыше 35 до 50
мм находим данные для определения размеров необходимых калибров для
вала, мм:

Z1=0.0035; Y1=0.003; HP=0.0015; H1=0.004;

где Z1 отклонение середины поля допуска на изготовление проходного
калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия;

Y1 допустимый выход размера изношенного проходного
калибра для вала за границу поля допуска изделия;

Н1 допуск на изготовление калибров для вала;

НР допуск на изготовление контрольного калибра для скобы.

Определение размеров калибров и контркалибров производится по формулам
из таблиц 2 и 3 [3].

Наименьший размер проходного нового калибраскобы ПР:

ПР=dMAXZ1H1/2,

ПР=50.0080.00350.002=50.0025 мм.

Наименьший размер непроходного калибрыскобы НE:

НЕ=dMINH1/2,

НЕ=49.9920.002=49.99 мм.

Предельное отклонение +0.004 мм.

Предельный размер изношенного калибраскобы ПР:

ПР=dMAX+Y1,

ПР=50.008+0.003=50.011 мм.

Наибольший размер контркалибра КПР равен:

КПР=dMAXY1+HP/2,

КПР=50.0080.003+0.00075=50.005 мм.

Наибольший размер контркалибра КНЕ равен:

КНЕ =dMIN+HP/2,

КНЕ=49.992+0.00075=49.993 мм.

Наибольший размер контркалибра КИ равен:

КИ =dMAX+Y1+HP/2,

КИ=50.008+0.003+0.00075=50.0115 мм.

Предельное отклонение 0.0015 мм.

В табл. 4 гл. 1 [3] для квалитета 7 и интервала размера свыше 35 до 50
мм находим данные для определения размеров необходимых калибров для
отверстия, мм:

H=0.004; Z=0.0035; Y=0.003,

где Н допуск на изготовление калибров для отверстия;

Z отклонение середины поля допуска на изготовление проходного
калибра для отверстия относительно наибольшего предельного размера
изделия;

Y допустимый выход изношенного проходного калибра для отверстия
за границу поля допуска.

ES=0.0025 мм;

EI=0;

DMAX=50.025 мм;

DMIN=50 мм.

Наибольший размер проходного нового калибрапробки

ПР=DMIN+Z+H/2,

ПР=50+0.0035+0.004/2=50.0055 мм.

Наибольший размер непроходного калибрапробки:

НЕ=DMAX+H/2,

НЕ=50.025+0.002=50.027 мм.

Предельное отклонение: 0.004 мм.

Предельный размер изношенного калибрапробки:

ПР=DMINY,

ПР=500.003=99.997 мм.

4.3. Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров.

Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров изображены на
рис. 6.







5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

5.1. Задание и исходные данные к расчету

Для заданной пары зубчатых колес установить степени точности по нормам
кинематической точности, плавности и контакта; назначить комплекс
контролируемых показателей и установить по стандарту числовые значения
допусков и предельных отклонений по каждому из контролируемых
показателей.

Рассчитать гарантированный боковой зазор в передаче и подобрать по
стандарту вид сопряжения и его числовое значение.

Выполнить рабочий чертеж одного зубчатого колеса в соответствии с
требованиями стандартов.

Параметры зубчатого зацепления указаны в табл. 1.

5.2. Расчет начальных параметров

Межосевое расстояние aW рассчитывается по формуле:

аW=(d1+d2)/2,

где d1 и d2 диаметры соответственно шестерни и колеса.

d1 =mz1 ,

d1=69 мм.

d2=mz2 ,

d2=150 мм.

aW=(69+150)/2=110 мм.

5.3. Расчет параметров зубчатого зацепления.

Согласно [1], табл. 5.12 и 5.13 назначаем 8ю степень точности передачи,
так как окружные скорости невысоки, как и передаваемые мощности. Данная
степень точности отмечена как наиболее используемая.

Назначим комплекс показателей точности, пользуясь материалом табл.
5.6., 5.7., 5.9., 5.10., назначаем:

допуск на радиальное биение зубчатого венца Fr:

Fr=45 мкм;

допуск на местную кинематическую погрешность fi :

fi=36 мкм;

допуск на предельные отклонения шага fpt:

fpt=20 мкм;

допуск на погрешность профиля ff:

ff=14 мкм.

Пусть суммарное пятно контакта обладает следующими параметрами:

ширина зубчатого венца bW составляет по высоте зуба не менее 50 % и по
длине зуба не менее 70 % тогда справедливо:

допуск на непараллельность fХ:

fХ=12 мкм;

допуск на перекос осей fY:

fY=6.3 мкм;

допуск на направление зуба F:

F=10 мкм;

шероховатость зубьев RZ:

RZ=20 мкм.

Минимальный боковой зазор рассчитывается по алгоритму примера главы
5.3. [1] :

jn min=jn1+jn2,

где jn1 и jn2 соответственно слагаемые 1 и 2.

,

где а межосевое рассстояние, мм;

Р1 , Р2 коэффициенты теплового расширения соответственно для
зубчатых колес и корпуса, 1/ С;

t1 , t2 предельные температуры, для которых рассчитывается
боковой зазор соответственно зубчатых колес и корпуса, С; принимаем
согласно заданию t1=50, t2=35.

=14 мкм.

jn2=(1030) m,

jn2=45 мкм.

jn min=59 мкм. Cледовательно, пользуясь табл. 5.17., принимаем вид
сопряжения С и IV класс отклонения межосевого расстояния. Тогда
предельное отклонение межосевого расстояния :

fa=45 мкм.

Максимальный возможный боковой зазор определяется по формуле :

jn max=jn min+0.684 (TH1+TH2+2fa) ,

где TH1 , TH2 допуск на смещение исходного контура;

fa предельное отклонение межосевого.

TH1=120 мкм;

TH2=180 мкм;

jn max=325 мкм.

Назначим контрольный комплекс для взаимного расположения разноименных
профилей зубьев. Для этого из табл 5.30. возьмем длину общей нормали W
при m=3 и zn=2 число одновременно контролируемых зубьев.

W=m*Wm,

Wm=10.7024 мм;

W=m*Wm =23.1072 мм.

Верхнее отклонение EW ms, мкм:

EW ms= EW ms1 + EW ms2 ,

где EW ms1 , EW ms2 наименьшее дополнительное смещение
исходного контура, соответственно слагаемое 1 и 2 :

EW ms1=60;

EW ms2=11;

EW ms=71 мкм.

Допуск на среднюю длину общей нормали:

Twm=60 мкм.

.

Данный результат отображается на чертеже.

6. РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ

6.1. Задание и исходные данные

6.1.1. По заданным предельным размерам замыкающего звена сборочной
размерной цепи рассчитать допуски составляющих звеньев методом полной
взаимозаменяемости и вероятностным методом (использовать метод единого
квалитета); рассчитать предельные отклонения составляющих звеньев
размерной цепи. Сделать сравнение и дать заключение об экономической
целесообразности применения того или иного метода.

6.1.2. Схема размерной цепи приведена на рис. 7.







Рис 7.

Номинальные размеры звеньев, мм:

В1=157, В2=56, В3=12, В4=36, В5=13, В6=25, В7=5 мм.

В1 увеличивающее звено, остальные уменьщаюшие.

6.2. Расчет.

Замыкающее звено рассчитывается по формуле:

В=B1( B2+ B3+ B4+ B5+ B6+ B7),

B=157(56+12+36+13+25+5)=10 мм.

Максимальный размер замыкающего звена [B MAX ]:

[B MAX ]=0.4 мм.

Минимальный размер замыкающего звена [B MIN ]:

[B MIN ]=0.4 мм.

Предельный зазор:

,

[S]=0.4 мм.

Предельный натяг:

,

[N]=0.4 мм.

Среднее отклонение:

,

[=0.

6.2.1. Метод полной взаимозаменяемости

Предполагаем, что подшипник, являющийся стандартным изделием, уже имеет
определенный квалитет и размер Т4=360.3.

Согласно [1], табл. 3.3., получаем количество единиц допуска для
каждого из размеров, мкм:

i1=2.52;

i2=1.86;

i3=1.08;

i5=1.08;

i6=1.31;

i7=0.73.

Рассчитаем количество единиц допуска для квалитета звеньев,
составляющих данную размерную цепь:

,

где m+n количество всех звеньев в цепи.

53 ед.

Ближайший подходящий квалитет IT10 по табл. 1.8.

Соответствующие допуски для каждого звена, мкм:

ТВ1=185;

ТВ2=120;

ТВ3=70;

ТВ4=300;

ТВ5=70;

ТВ6=84;

ТВ7=48.

Т=TB1+ TB2+ TB3+ TB4+ TB5+ TB6+ TB7,

Т=185+120+70+300+70+84+48=877 мкм.

Проверка показывает: Т=877>[Т] надо назначить для звеньев В1 и В7
более низкий IT9. Допуски, мкм:

ТВ1=115, ТВ7=30.

Т=115+120+70+70+84+48=789 мкм.

Проверка: Т=789 [Т] верно.

Назначим предельные отклонения на остальные звенья цепи, исходя из
уравнения, мм:

,

где суммарное среднее отклонение поля допуска;

С УМ среднее отклонение поля допуска уменьшающих звеньев;

С УВ среднее отклонение поля допуска увеличивающих звеньев;

В1=157e8=;

В2=56js9=;

В3=12js9=;

В4=36 0.3 ;

В5=13 js9=;

В6=25js9=;

В7=5u8=.

[=0.1165 мм;

=0.032 мм.

Учитываем, что поле допуска js имеет =0,

,

мм приемлемо.

Проверку производим по формуле:



Вывод: принимаем выбранные квалитеты и допуски.

6.2.2. Вероятностный метод.

Повторяем начальные расчеты пункта 6.2.1.

Согласно [1],

,

где t коэффициент, зависит от принятого процента риска Р и
принимается по табл. 3.8. [1];

коэффициент относительного рассеяния; принимаем =1/3,
предполагая, что отклонения распределены по нормальному закону.

195 соответствует IT12.

Допуски, мм:

ТВ1=0.4, ТВ2=0.3, ТВ3=0.18, ТВ4=0.3, ТВ5=0.18, ТВ6=0.21, ТВ7=0.12.

Проверка:

,

мм требуется понизить точность некоторых звеньев. Изготовим В2 и В6 по
IT13.

Допуски, мм:

ТВ2=0.46, ТВ6=0.33.

.

Назначаем допуски на звенья, мм:

В1=157c12=;

В2=56js13=;

В3=12d12=;

В4=;

В5=13js12=;

В6=25js13=;

В7=5c12=.

Учитывая, что поле допуска js имеет =0, рассчитаем среднее отклонение
поля допуска :

,

приемлемо. Проверка согласно формуле:



Вычислим t.

,

.

t=3.946 по табл. 3.8. процент риска Р=0.01 %.

Среднее отклонение считается аналогично пункту 6.2.1.

Вывод : вероятностный метод позволяет получить более грубые и более
дешевые квалитеты при малой вероятности брака по сравнению с методом
полной взаимозаменяемости. Следует предпочитать проведение расчетов
вероятностным методом как более эффективным и экономически выгодным.

ЛИТЕРАТУРА

1. Палей М. А. Допуски и посадки: Справочник: В 2х ч.

Л.: Политехника, 1991.

2. Перель Л. Я., Филатов А. А. Подшипники качения: Расчет,
проектирование и обслуживание опор: Справочник М.:Машиностроение,1992.


3. Медовой М. А. Исполнительные размеры калибров: Справочник. В 2х ч.
М.:Машиностроение,1980.

Версия для печати


Неправильная кодировка в тексте?
В работе не достает каких либо картинок?
Документ отформатирован некорректно?

Вы можете скачать правильно отформатированную работу
Скачать реферат