Взаимозаменяемость, стандартиризация и технические измерения

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ИНЖЕНЕРНО – ФИЗИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

Отделение № 2

Курсовой проект по курсу:

ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ

и ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ

Вариант 7

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......................................................................................................................

В ВЕДЕНИЕ

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	2.5	8
50	23	E=1*1011 МПа	E=9*1010 МПа

1.2. Определение угловой скорости и крутящего момента на валу.

Расчет производим по алгоритму, приведенному в [1].

,

где – угловая скорость, c^–1 ;

m, z₁ , V взяты из таблицы 1.

=72 с^-1 .

,

где Р – передаваемая мощность, КВт.

Т_КР =8000/72=110 Нм.

1.3 Расчет посадок с натягом .

Расчет и выбор посадки производится по пособию [1], т1, стр. 360–365.

где: d_Н – номинальный диаметр сопряжения вала и шестерни;

d_Ш – диаметр шестерни;

l – длина сопряжения.

d_Н =50 мм;

d_Ш =69 мм;

l=56 мм.

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

,

где Т_КР – 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.

=6.252×10⁶ Па.

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

,

где Е – модуль нормальной упругости материала, Па;

С₁ и С₂ – коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:

,

,

где m₁ и m₂ — коэффициенты Пуассона соответственно для охватываемой и охватывающей деталей; принимаем

m₁ =m₂ =0.3;

d₀ — внутренний диаметр вала – в нашем случае равен нулю.

,

.

мкм.

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

,

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

,

где R_aD — среднее арифметическое отклонение профиля отверстия, мкм;

R_ad — среднее арифметическое отклонение профиля вала, мкм.

Для поверхности деталей в посадках с натягом собираемых под прессом, квалитет 6—7 и d_H от 50 до 120 мкм:

R_aD =1.6 мкм;

R_ad =1.6 мкм.

g_Ш =5(1.6+1.6)=16 мкм.

[N_min ]=7+16=23 мкм.

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

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

,

,

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

s_m1 и s_m2 — предел текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей, МПа.

Для Ст 45 s_m =350 МПа.

МПа;

МПа.

Так как p₂ < p₁ , то [p_max ]=99 МПа.

Определим необходимое значение наибольшего расчетного натяга N^’ _max .

,

мкм.

Определим с учетом поправок к N^’ _max величину максимального допустимого натяга.

,

где g_уд — коэффициент увеличения давления у торцов охватывающей детали.

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

[N_max ]=1010.89+16=105 мкм.

Выбираем посадку.

d_H =50 мм; N_min >22 мкм; N_max £105 мкм.

Æ50 .

1.4. Схема расположения полей допусков отверстия и вала .

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

Рис. 2.

2. П ЕРЕХОДНАЯ 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 Æ40 .

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:

N_MAX =es–EI,

N_MAX = 8–0=8 мкм.

Минимальный натяг:

N_MIN =ei–ES,

N_MIN =–8–25=–33 мкм.

Далее, вычислим средний натяг:

N_c =(N_MAX + N_MIN )/2,

N_C = –12.5 мкм.

Знак минус говорит о посадке с зазором.

Допуск отверстия:

T_D =ES–EI,

T_D =25 мкм.

Допуск вала:

Т_d =es–ei,

T_d =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:

P_N =0.5–Ф(Z),

P_N =0.5–0.493=0.7 % – т. к. Z<0;

P_S =0.5+Ф(Z),

P_S =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. Р АСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВОГОСОЕДИНЕНИЯ

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 5721–75. 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 F_R :

,

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 Р_R , 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 <F_R <0.15C₀ – посадка L6/js6, которой соответствует: N_МАХ =18.5 мкм; S_MIN =–8 мкм;

внешнее, закрепленное в корпусе, местнонагруженное кольцо с режимом работы 0.07C₀ <F_R <0.15C₀ – посадка JS7/l6,

где N_MAX =17 мкм; S_MIN =-30 мкм.

Проверку внутреннего кольца на прочность можно произвести по формуле:

,

где К – коэффициент, равен 2.8 в нашем случае;

[s_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 ÆТ^В _РС и корпуса ÆТ^К _РС и допуск торцевого биения заплечиков в корпусной детали Т^К _ТБ и валов Т^В _ТБ примем по табл. 4.94. [1]:

ÆТ^В _РС =21 мкм; ÆТ^К _РС =42 мкм; Т^К _ТБ = 16 мкм; Т^В _ТБ =30 мкм.

Шероховатость посадочных поверхностей:

вала:

R_a =0.63 мкм;

отверстий корпуса:

R_a =0.63 мкм;

опорных торцов заплечиков вала и корпуса:

R_a =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. Р АСЧЕТ 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=Æ50 js6 с параметрами:

ei=– 8 мкм;

es= 8 мкм.

Отверстие D=Æ50 H7 с параметрами:

ES=25 мкм;

EI=0 мкм.

4.2. Расчет калибров .

Определяем наибольший и наименьший предельные размеры вала:

d_MAX =50.008 мкм;

d_MIN =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; H_P =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;

Н_Р – 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=d_MAX –Z₁ –H₁ /2,

ПР=50.008–0.0035–0.002=50.0025 мм.

Наименьший размер непроходного калибры–скобы НE:

НЕ=d_MIN –H₁ /2,

НЕ=49.992–0.002=49.99 мм.

Предельное отклонение +0.004 мм.

Предельный размер изношенного калибра–скобы ПР:

ПР=d_MAX +Y1,

ПР=50.008+0.003=50.011 мм.

Наибольший размер контркалибра К–ПР равен:

К–ПР=d_MAX –Y₁ +H_P /2,

К–ПР=50.008–0.003+0.00075=50.005 мм.

Наибольший размер контркалибра К–НЕ равен:

К–НЕ =d_MIN +H_P /2,

К–НЕ=49.992+0.00075=49.993 мм.

Наибольший размер контркалибра К–И равен:

К–И =d_MAX +Y₁ +H_P /2,

К–И=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;

D_MAX =50.025 мм;

D_MIN =50 мм.

Наибольший размер проходного нового калибра–пробки

ПР=D_MIN +Z+H/2,

ПР=50+0.0035+0.004/2=50.0055 мм.

Наибольший размер непроходного калибра–пробки:

НЕ=D_MAX +H/2,

НЕ=50.025+0.002=50.027 мм.

Предельное отклонение: –0.004 мм.

Предельный размер изношенного калибра–пробки:

ПР=D_MIN –Y,

ПР=50–0.003=99.997 мм.

4.3. Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров .

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

5. Р АСЧЕТ 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 a_W рассчитывается по формуле:

а_W =(d₁ +d₂ )/2,

где d₁ и d₂ – диаметры соответственно шестерни и колеса.

d₁ =m×z₁ ,

d₁ =69 мм.

d₂ =m×z₂ ,

d₂ =150 мм.

a_W =(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 F_r :

F_r =45 мкм;

допуск на местную кинематическую погрешность f'_i :

f'_i =36 мкм;

допуск на предельные отклонения шага f_pt :

f_pt =±20 мкм;

допуск на погрешность профиля f_f :

f_f =14 мкм.

Пусть суммарное пятно контакта обладает следующими параметрами:

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

допуск на непараллельность f_Х :

f_Х =12 мкм;

допуск на перекос осей f_Y :

f_Y =6.3 мкм;

допуск на направление зуба F_b :

F_b =10 мкм;

шероховатость зубьев R_Z :

R_Z =20 мкм.

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

j_{n min} =j_n1 +j_n2 ,

где j_n1 и j_n2 – соответственно слагаемые 1 и 2.

,

где а – межосевое рассстояние, мм;

a_Р1 , a_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.

j_n2 =(10¸30) m,

j_n2 =45 мкм.

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

f_a =±45 мкм.

Максимальный возможный боковой зазор определяется по формуле :

j_{n max} =j_{n min} +0.684 (T_H1 +T_H2 +2f_a ),

где T_H1 , T_H2 – допуск на смещение исходного контура;

f_a – предельное отклонение межосевого.

T_H1 =120 мкм;

T_H2 =180 мкм;

j_{n 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 z_n =2 – число одновременно контролируемых зубьев.

W=m*W_m ,

W_m =10.7024 мм;

W=m*W_m =23.1072 мм.

Верхнее отклонение E_{W ms} , мкм:

E_{W ms} = E_{W ms1} + E_{W ms2} ,

где E_{W ms1} , E_{W ms2} – наименьшее дополнительное смещение исходного контура, соответственно слагаемое 1 и 2 :

E_{W ms1} =60;

E_{W ms2} =11;

E_{W ms} =71 мкм.

Допуск на среднюю длину общей нормали:

T_wm =60 мкм.

.

Данный результат отображается на чертеже.

6. Р АСЧЕТ 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_å =B₁ –( B₂ + B₃ + B₄ + B₅ + B₆ + B₇ ),

B_å =157–(56+12+36+13+25+5)=10 мм.

Максимальный размер замыкающего звена [B_{å MAX} ]:

[B_{å MAX} ]=0.4 мм.

Минимальный размер замыкающего звена [B_{å MIN} ]:

[B_{å MIN} ]=–0.4 мм.

Предельный зазор:

,

[S_å ]=0.4 мм.

Предельный натяг:

,

[N_å ]=–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 =36_–0.3 .

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_å =TB₁ + TB₂ + TB₃ + TB₄ + TB₅ + TB₆ + TB₇ ,

Т_å =185+120+70+300+70+84+48=877 мкм.

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

ТВ₁ =115, ТВ₇ =30.

Т_å =115+120+70+70+84+48=789 мкм.

Проверка: Т_å =789 £ [Т_å ] – верно.

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

,

где –суммарное среднее отклонение поля допуска;

_{С УМ}


29-04-2015, 02:08