Курсовая: Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения (RTF)
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
PS=0.5+Ф(Z),
PS=0.5+0.493= 99,3 % т.к. Z
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.