Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 62
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.
1.1. 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 Модуль переда чи m, мм Переда ваемая мощность Р, КВт колеса z2 шестер ни z1
1.2. Определение угловой скорости и
крутящего момента на валу.
Расчет производим по алгоритму, приведенному в [1].
где m, z1
, V взяты из таблицы 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. 360–365. 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
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.
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 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. Определяем с учетом поправок величину минимального натяга [NMIN
], мкм.
где gШ
— 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—7 и dH
от 50 до 120 мкм: RaD
=1.6 мкм; Rad
=1.6 мкм. gШ
=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; sm1
и sm2
— предел текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей, МПа. Для Ст 45 sm
=350 МПа. Так как p2
< p1
, то [pmax
]=99 МПа. Определим необходимое значение наибольшего расчетного натяга N’
max
.
Определим с учетом поправок к N’
max
величину максимального допустимого натяга. где gуд
— коэффициент увеличения давления у торцов охватывающей детали. По рис. 1.68 [1], исходя из [Nmax
]=101 Выбираем посадку. dH
=50 мм; Nmin
>22 мкм; Nmax
£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: NMAX
=es–EI, NMAX
= 8–0=8 мкм. Минимальный натяг: NMIN
=ei–ES, NMIN
=–8–25=–33 мкм. Далее, вычислим средний натяг: Nc
=(NMAX
+ NMIN
)/2, NC
= –12.5 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=–12.5/4.946=2.51. Пользуясь таблицей 1.1. [1], получим: Ф(Z)=0.493. Рассчитаем вероятность натягов и зазоров: PN
=0.5–Ф(Z), PN
=0.5–0.493=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. 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 FR
:
от шестерни и от шкива примерно одинаковые по модулю и противоположны по направлению. 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. 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
<FR
<0.15C0
– посадка L6/js6, которой соответствует: NМАХ
=18.5 мкм; SMIN
=–8 мкм; внешнее, закрепленное в корпусе, местнонагруженное кольцо с режимом работы 0.07C0
<FR
<0.15C0
– 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; [sP
] – допускаемое напряжение на сжатие, МПа; d – диаметр внутреннего кольца, мм. Выбираем 6–й класс точности подшипника. Допуски соосности посадочных поверхностей вала ÆТВ
РС
и корпуса ÆТК
РС
и допуск торцевого биения заплечиков в корпусной детали ТК
ТБ
и валов ТВ
ТБ
примем по табл. 4.94. [1]: ÆТВ
РС
=21 мкм; ÆТК
РС
=42 мкм; ТК
ТБ
= 16 мкм; ТВ
ТБ
=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. 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. 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 калибра–скобы ПР: ПР=dMAX
–Z1
–H1
/2, ПР=50.008–0.0035–0.002=50.0025 мм. Наименьший размер непроходного калибры–скобы НE: НЕ=dMIN
–H1
/2, НЕ=49.992–0.002=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
–Y1
+HP
/2, К–ПР=50.008–0.003+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
+Y1
+HP
/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; 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: –0.004 мм. Предельный размер изношенного калибра–пробки: ПР=DMIN
–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 aW
рассчитывается по формуле: аW
=(d1
+d2
)/2, где d1
и d2
– диаметры соответственно шестерни и колеса. d1
=m×z1
, d1
=69 мм. d2
=m×z2
, d2
=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 f'i
: f'i
=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 Fb
: Fb
=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; aР1
, aР2
– 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. jn2
=(10¸30) 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 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. 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. Замыкающее звено рассчитывается по формуле: Вå
=B1
–( B2
+ B3
+ B4
+ B5
+ B6
+ B7
), Bå
=157–(56+12+36+13+25+5)=10 мм. Максимальный размер замыкающего звена [Bå
MAX
]: [Bå
MAX
]=0.4 мм. Минимальный размер замыкающего звена [Bå
MIN
]: [Bå
MIN
]=–0.4 мм. Предельный зазор:
[Så
]=0.4 мм. Предельный натяг:
[Nå
]=–0.4 мм. Среднее отклонение:
[
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. 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. Тå
=TB1
+ TB2
+ TB3
+ TB4
+ TB5
+ TB6
+ TB7
, Тå
=185+120+70+300+70+84+48=877 мкм. Проверка показывает: Тå
=877>[Тå
] – надо назначить для звеньев В1
и В7
более низкий IT9. Допуски, мкм: ТВ1
=115, ТВ7
=30. Тå
=115+120+70+70+84+48=789 мкм. Проверка: Тå
=789 £ [Тå
] – верно. Назначим предельные отклонения на остальные звенья цепи, исходя из уравнения, мм:
где В1
=157e8= В2
=56js9= В3
=12js9= В4
=36 –0.3
; В5
=13 js9= В6
=25js9= В7
=5u8= [ Учитываем, что поле допуска js имеет
Проверку производим по формуле:
Вывод: принимаем выбранные квалитеты и допуски. 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]; l – коэффициент относительного рассеяния; принимаем l=1/3, предполагая, что отклонения распределены по нормальному закону. Допуски, мм: ТВ1
=0.4, ТВ2
=0.3, ТВ3
=0.18, ТВ4
=0.3, ТВ5
=0.18, ТВ6
=0.21, ТВ7
=0.12. Проверка:
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
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. 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. 3. Медовой М. А.
Исполнительные размеры калибров: Справочник. В 2–х ч.– М.:Машиностроение,1980.
|