|
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. |
 |
||||||||||||||||||
| ©2011 |
