Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ИНЖЕНЕРНО –ФИЗИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ
(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)
Отделение № 2
Курсовой проект по курсу:
ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ
и ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ
Вариант 7
Новоуральск
––
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
.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 зубьев |
Материал |
Модуль переда чи m, мм |
Угловая скорость V, м/с |
Переда ваемая мощность Р, КВт |
||
|
колеса z2 |
шестер ни z1 |
колесо |
шкив |
|||
|
ст 45 |
чугун |
3 |
.5 |
|||
|
50 |
E=1*10 МПа |
E=9*10 МПа |
1.2. Определение угловой скорости и крутящего момента на валу.
Расчет производим по алгоритму, приведенному в [1].
,
где –угловая скорость, c–;
m, z, 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. 360–.
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.
=6.25210 Па.
Определение наименьшего расчетного натяга NMIN, мкм, обеспечивающего [Pmin], мкм:
,
где Е –модуль нормальной упругости материала, Па;
С и С –коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:
,
,
где и —коэффициенты Пуассона соответственно для охватываемой и охватывающей деталей; принимаем
==0.3;
d —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 6—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 p и p –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 p< p, то [pmax]=99 МПа.
Определим необходимое значение наибольшего расчетного натяга N’max.
,
мкм.
Определим с учетом поправок к N’max 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.
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=–мкм –нижнее отклонение вала.
Максимальный натяг:
NMAX=es–EI,
NMAX= 8–=8 мкм.
Минимальный натяг:
NMIN=ei–ES,
NMIN=––=–мкм.
Далее, вычислим средний натяг:
Nc=(NMAX + NMIN )/2,
NC= –.5 мкм.
Знак минус говорит о посадке с зазором.
Допуск отверстия:
TD=ES–EI,
TD=25 мкм.
Допуск вала:
Тd=es–ei,
Td=16 мкм.
Определим среднеквадратичное отклонение натяга (зазора).
,
.
Вычислим предел интегрирования:
,
Z=–.5/4.946=2.51.
Пользуясь таблицей 1.1. [1], получим:
Ф(Z)=0.493.
Рассчитаем вероятность натягов и зазоров:
PN=0.5–Ф(Z),
PN=0.5–.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
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 5721–. Нагружаемость С=75 КН. Ширина колец b=36, диаметр внутреннего кольца d=45 мм и внешнего d=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 k –динамический коэффициент посадки, зависящий от характера посадки –при перегрузке до 150 % умеренных толчках и вибрациях k=1;
k –учитывает степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе –k=1;
k –коэффициент неравномерости распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки k=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 0.07С<FR<0.15C –посадка L6/js6, которой соответствует: NМАХ=18.5 мкм; SMIN=–мкм;
внешнее, закрепленное в корпусе, местнонагруженное кольцо с режимом работы 0.07C<FR<0.15C –посадка JS7/l6,
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 6–й 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= 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=–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:
Z=0.0035; Y=0.003; HP=0.0015; H=0.004;
где Z–отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия;
Y –допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия;
Н–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 калибра–скобы ПР:
ПР=dMAX–Z–H/2,
ПР=50.008–.0035–.002=50.0025 мм.
Наименьший размер непроходного калибры–скобы НE:
НЕ=dMIN–H/2,
НЕ=49.992–.002=49.99 мм.
Предельное отклонение +0.004 мм.
Предельный размер изношенного калибра–скобы ПР:
ПР=dMAX+Y1,
ПР=50.008+0.003=50.011 мм.
Наибольший размер контркалибра К–ПР равен:
К–ПР=dMAX–Y+HP/2,
К–ПР=50.008–.003+0.00075=50.005 мм.
Наибольший размер контркалибра К–НЕ равен:
К–НЕ =dMIN+HP/2,
К–НЕ=49.992+0.00075=49.993 мм.
Наибольший размер контркалибра К–И равен:
К–И =dMAX+Y+HP/2,
К–И=50.008+0.003+0.00075=50.0115 мм.
Предельное отклонение –.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 калибра–пробки
ПР=DMIN+Z+H/2,
ПР=50+0.0035+0.004/2=50.0055 мм.
Наибольший размер непроходного калибра–пробки:
НЕ=DMAX+H/2,
НЕ=50.025+0.002=50.027 мм.
Предельное отклонение: –.004 мм.
Предельный размер изношенного калибра–пробки:
ПР=DMIN–Y,
ПР=50–.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=(d+d)/2,
где d и d –диаметры соответственно шестерни и колеса.
d=mz ,
d=69 мм.
d=mz ,
d=150 мм.
aW=(69+150)/2=110 мм.
5.3. Расчет параметров зубчатого зацепления.
Согласно [1], табл. 5.12 и 5.13 назначаем 8–ю 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;
t , t –предельные температуры, для которых рассчитывается боковой зазор соответственно зубчатых колес и корпуса, С; принимаем согласно заданию t=50, t=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
.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.
.1.2. Схема размерной цепи приведена на рис. 7.
Рис 7.
Номинальные размеры звеньев, мм:
В=157, В=56, В=12, В=36, В=13, В=25, В=5 мм.
В –увеличивающее звено, остальные –уменьщаюшие.
6.2. Расчет.
Замыкающее звено рассчитывается по формуле:
В=B–( B+ B+ B+ B+ B+ B),
B=157–(56+12+36+13+25+5)=10 мм.
Максимальный размер замыкающего звена [BMAX ]:
[BMAX ]=0.4 мм.
Минимальный размер замыкающего звена [BMIN ]:
[BMIN ]=–.4 мм.
Предельный зазор:
,
[S]=0.4 мм.
Предельный натяг:
,
[N]=–.4 мм.
Среднее отклонение:
,
[=0.
6.2.1. Метод полной взаимозаменяемости
Предполагаем, что подшипник, являющийся стандартным изделием, уже имеет определенный квалитет и размер Т=36–.3.
Согласно [1], табл. 3.3., получаем количество единиц допуска для каждого из размеров, мкм:
i=2.52;
i=1.86;
i=1.08;
i=1.08;
i=1.31;
i=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:
ТВ=185;
ТВ=120;
ТВ=70;
ТВ=300;
ТВ=70;
ТВ=84;
ТВ=48.
Т=TB+ TB+ TB3+ TB+ TB+ TB+ TB,
Т=185+120+70+300+70+84+48=877 мкм.
Проверка показывает: Т=877>[Т] –надо назначить для звеньев В и Вболее низкий IT9. Допуски, мкм:
ТВ=115, ТВ=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;
В=157e8=;
В=56js9=;
В=12js9=;
В=36 –.3 ;
В=13 js9=;
В=25js9=;
В=5u8=.
[=–.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:
ТВ=0.4, ТВ=0.3, ТВ=0.18, ТВ=0.3, ТВ=0.18, ТВ=0.21, ТВ=0.12.
Проверка:
,
мм –требуется понизить точность некоторых звеньев. Изготовим В и В по IT13.
Допуски, мм:
ТВ=0.46, ТВ=0.33.
.
Назначаем допуски на звенья, мм:
В=157c12=;
В=56js13=;
В=12d12=;
В=;
В=13js12=;
В=25js13=;
В=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 2–х ч. –
Л.: Политехника, 1991.
2. Перель Л. Я., Филатов А. А. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник –М.:Машиностроение,1992.
. Медовой М. А. Исполнительные размеры калибров: Справочник. В 2–х ч.–М.:Машиностроение,1980.