Технічне завдання

1. Складальне креслення заданого вузла на форматі А1 з номерами деталей і позначеннями розмірів розмірного ланцюга згідно з таблицею 6, посадками підшипників, шліцьовим і різьбовим з'єднаннями (відповідно до свого варіанту). Номера деталей мають бути розташовані за годинниковою стрілкою і обов'язково по порядку. Розміри деталей, яких не вистачає не вистачає, призначити, виходячи з конструктивних міркувань.

2. Робочі креслення двох-трьох з'єднань деталей, згідно з таблицею 1 з позначенням усіх розмірів, параметрів шорсткості і допусків форми та розміщення поверхонь.

Таблиця 1

Варіант	9
Деталі	4, 5, 9

3. Методом подібності вибрати і обґрунтувати посадки для з'єднань (відповідно до свого варіанта) згідно з таблицею 2.

Таблиця 2

Варіант	d1	d2	d3	dxDxb	M
9	70	125	166	62x72x12	18

4. Розрахувати основні параметри: граничні розміри, допуски, зазори і натяги у двох з'єднань згідно з таблицею 3. Побудувати поля допусків для цих з'єднань.

Таблиця 3

Варіант	9
З'єднання	d1
З'єднання	d3

5. Розрахувати і визначити посадку з натягом, визначити зусилля запресоване, згідно таблиці 4.

Таблиця 4

Варіант	Номінальний діаметр з'єднання dн, мм	Зовнішній діаметр втулки d2,мм	Довжина спряжених поверхонь l,мм	Матеріал втулки і вала	Крутний момент Mкр Нм	Шорсткість,мкм
						Втулки RaD	Вала Rad
9	58	85	58	Сталь 40Х	1900	3,2	1,6

6. Розрахувати виконавчі розміри робочого калібр-пробки для контролю вала (отвору) з полем допуску h8 (H9), згідно з таблицею 5. Побудувати схему полів допусків калібр-пробки. Виконати креслення робочого калібр-пробки з виконавчими розмірами.

Таблиця 5

Варіант	9
Отвір	d2

7. Для призначеної посадки шліцьового з'єднання згідно з таблицею 1 розрахувати граничні розміри, допуски і зазори посадок.

Побудувати схему розташування полів допусків посадок шліцьового з'єднання на фоні вала з двома шліцами.

8. Зробити аналіз і розрахунок розмірного ланцюга згідно з таблицею 6 і складальним кресленням методом повної взаємозамінності.

Таблиця 6. В міліметрах

Варіант
9	0,600	235	246	72	142

9. Обґрунтувати вибір параметрів шорсткості та допусків форми і розміщення поверхонь.

10. Скласти відомість курсової роботи.

11. Скласти специфікацію.

12. Скласти список використаної літератури.

КАЛЕНДАРНИЙ ПЛАНВИКОНАННЯ КУРСОВОЇ РОБОТИ З ВСТВ

	Назва етапів курсової роботи	Термін виконання, тиждень
		стаціонар
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12	Оформлення технічного завдання і календарного плану Розробка складального креслення Розробка креслень деталей Вибір та обґрунтування посадок Розрахунок основних параметрів двох з'єднань Розрахунок посадки з натягом Розрахунок виконавчих розмірів калібр-пробки і розробка креслення Розрахунок шліцьового з'єднання Розрахунок розмірного ланцюга Обґрунтування вибору параметрів шорсткості та допусків форми і розташування поверхонь Закінчення оформлення складального креслення і креслення деталей Розробка специфікації і відомості курсової роботи Здача розрахунково-обчислювальної частини і комплекту креслень Захист курсової роботи	3 4 5 6 7 8 9 10 10 11 12 13

Вступ

Інженеру треба знати, що якість продукції є головним параметром виробництва, що тільки високоякісна продукція може бути конкурентною. При проектуванні інженер повинен за основу брати умову, в якій буде працювати механізм. Це, в першу чергу, такі фактори, як навантаження, швидкість, температура, тертя та знос.

Мета курсової роботи:

· навчитися правильно визначати допуски і посадки на деталі машин;

· навчитися правильно визначати технічні засоби вимірювання при виготовленні деталі.

Якість - це сукупність властивостей і характеристик продукцій, які повинні задовольняти потребам людства. Якість продукції є одним із найважливіших факторів успішної діяльності будь-якої продукції.

Взаємозамінність - це властивість кожного екземпляру даного виробу і його частин рівноцінно замінити один одного без припасування або часткового припасування. Питаннями взаємозамінності почали серйозно займатися в кінці 18 ст., коли промисловість у ряді країн почала швидко розвиватись. Взаємозамінність - це основна властивість виробів, яка визначає якість продукції.

Стандартизація - це встановлення та застосування єдиних правил з метою впорядкування діяльності у певній галузі. Стандартизація - це встановлення єдиних норм і вимог, що пред'являються сировині, напівфабрикатам і готовим виробам.

Стандарт - це нормативно-технічний документ, в якому викладено норми і вимоги до продукції і послуг. [8, стр. 1-3]

1. Вибір та обґрунтування посадок

d₁ - з'єднання внутрішнього кільця радіального кулькового підшипника з вал-шестернею. Так-як вал-шестерня обертається, то з'єднання внутрішнього кільця підшипника з валом-шестернею має бути нерухомим. За умовами монтажу та виду навантаження, внутрішнє кільце підшипника нерегульоване та циркуляційно навантажене, тому використовуємо поле допуску вала (під внутрішнє кільце підшипника) k6, а поле допуску отвору L6. Клас точності підшипника - 6, заданий за умовою. Тому маємо посадку - це посадка з натягом в системі отвору[2, стр.292, табл.4.94].

d₂ - з'єднання зовнішнього кільця підшипника зі стаканом. Внутрішнє кільце підшипника з'єднано з вал-шестернею нерухомо, тому з'єднання зовнішнього кільця підшипника зі стаканом має бути рухомим, для рівномірного зносу підшипника під час експлуатації. Оскільки вал обертається, вид навантаження зовнішнього кільця підшипника - циркуляційний режим роботи - нормальний, то поле допуску отвору в стакані H7, а поле допуску вала (зовнішнього кільця підшипника) l6 Клас точності підшипника - 6, задано за умовою. Тому отримаємо посадку - це посадка з зазором в системі вала[2, стр.291, табл.4.93].

d₃ - з'єднання зовнішньої поверхні стакану з внутрішньою поверхнею корпуса. Оскільки необхідно забезпечити нерухомість роз'ємних з'єднаних деталей і їх центрування, то обираємо перехідну посадку в системі отвору. Отримаємо: [1, стр318].

M - різьбове з'єднання вала та гайки. Клас точності різьби - середній, заданий за умовою, тому поле допуску вала 6g, а поле допуску гайки 6H. Тому в даному випадку остаточно маємо посадку з зазором в системі отвору [2, с.151, табл.4.28].

- це шліцьове з'єднання вала та шестерні. В даному з'єднанні потрібна достатня точність співвісності та центрування елементів з'єднання.

[2, стр.252]

2. Розрахунок основних параметрів з'єднань

2.1. З'єднання d₁ .

Розрахунок з'єднання зовнішнього кільця підшипника зі стаканом з посадкою [2,стр. 276].

Характеристика: посадка з натягом в системі отвору.

Граничні відхилення отвору і зовнішнього діаметра кільця підшипника приймаємо за ГОСТ 25347-89 (СТ СЕВ 144-75) [1, табл.1.27-1.30].

Визначаємо граничні розміри деталей з'єднання:

D_max=D_н+ES=70+0=70мм

D_min=D_н+EI=70-0,012=69,988мм

d_max=d_н+es=70+0,021=70,021мм

d_min=d_н+ei=70+0,002=70,002мм

Визначаємо допуски розмірів деталей:

T_D=D_max - D_min=ES - EI =0 + 0,012 = 0,012 мм

T_d=d_max - d_min=es - ei =0,021 - 0,002 = 0,019 мм

Визначаємо найбільший натяг:

N_max=d_max - D_min=70,021 - 69,988= 0,033 мм

Визначаємо найменший натяг:

N_max= d_min - D_max =70,002 - 70= 0,002 мм

Визначаємо допуск посадки:

T_N=N_max - N_min=0,033 + 0,002= 0,031 мм

Перевірка:

T_N=T_D + T_d=0,012 + 0,019= 0,031 мм



Рисунок 2.1 - Схема допусків з'єднання

Розрахунок з'єднання стакану з корпусом з посадкою d₃=.

Характеристика посадки: перехідна посадка в системі отвору.

Визначаємо граничні відхилення отвору в корпусі за ГОСТ25347-89, граничні відхилення валу (зовнішнього діаметру стакану) - за ГОСТ3325-85.

ES=+0.04мм es=+0.028мм

EI=0мм ei=+0.003мм

Визначаємо граничні розміри деталей з'єднання:

D_max=D_н+ES=166+0,04=166,04мм

D_min=D_н+EI=166+0=166мм

d_max=d_н+es=166+0,028=166,028мм

d_min=d_н+ei=166+0,003=166,003мм

де D_н, d_н - номінальні розміри.

Визначаємо допуски розмірів деталей:

T_D=D_max - D_min=166,04 - 166= 0,04 мм

T_d=d_max - d_min=166,028 - 166,003= 0,025 мм

Визначаємо найбільший натяг:

N_max=d_max - D_min=166,028 - 166= 0,028 мм

Визначаємо найбільший зазор:

S_max=D_max - d_min=166,04 - 166,003 = 0,037 мм

Визначаємо допуск посадки:

T_N,S=S_max + N_max=0,037 +0,028= 0,065 мм

Перевіряємо розрахунок допуску посадки:

T_N,S=T_D + T_d=0,04 +0,025= 0,065 мм



Рисунок 2.2 - Схема допусків з'єднання

3. Розрахунок посадок з натягом

Завдання: розрахувати і побудувати посадку з натягом для з'єднання і визначити зусилля запресування.

d_н=58 мм; d₂=85 мм; l=58 мм; М_кр=1900Нм; R_aD=3,2; R_ad=1,6.

Матеріал деталей - сталь 40Х ГОСТ1050-88,

_Т1=_Т2=_Т=35*10⁷ Н/м² - границя текучості вала ₁, отвору ₂, R_aD=3,2мкм - шорсткість поверхні вала; R_ad=1,6мкм - шорсткість поверхні отвору, t_ск=20С - температура складання.

3.1. По відомим зовнішнім навантаженням та розмірам з'єднання визначаємо необхідний мінімальний питомий тиск на контактних поверхнях з'єднання при мінімальному натязі, P_min d_н ²

Нм

де f - коефіцієнт тертя при процесі розпресовки або прокручування, визначається в залежності від матеріалу спряжених деталей [1. табл.1.104].

М_кр - крутний момент, мм;

d_н - номінальний розмір спряження, мм;

l - довжина контакту спряжених деталей.

Рисунок 3.1 - Схема з'єднання з натягом

3.2. Визначаємо мінімальний розрахунковий натяг:

.

де - питомий тиск при мінімальному натязі, Н/м².

Визначаємо коефіцієнт Ляме:

c1=1-1=0.7

c2=1+2=1.3

де 1 і 2 = 0,3 - коефіцієнт Пуассона [1. стр.335].

Тоді

3.3. Визначаємо мінімальний допустимий натяг з врахуванням поправок до N_min.

де _ш - поправка, яка враховує зминання нерівностей контактуючих поверхонь деталей при утворенні з'єднання.

_ш= 1,2(R_zD+R_zd)=5(R_aD+R_ad),

_ш5(3,2+1,6)=24мкм

_t - поправка, яка враховує різницю робочої температури деталей і температури складання;

_t=0, так як температура втулки, вала і зборки однакова;

_ц - поправка, яка враховує послаблення натягу під дією відцентрових сил;

_ц=0, так як деталі не обертаються;

_п - поправка, яка компенсує зменшення натягу після можливих розбирань. Визначається дослідним шляхом, або береться з формули:

Приймаємо _п=19мкм.

Тоді

3.4. Визначаємо питомий тиск при максимальному натязі, для цього розраховуємо P₁ і P₂ по формулах і приймаємо менше значення за [P_max]:

Отже приймаємо [P_max]=18*10⁷.

3.5. Визначаємо максимальний допустимий натяг:

3.6. Визначаємо максимальний допустимий натяг:

де _уд=0,9 - коефіцієнт збільшення питомого тиску біля торців охватуючої деталі [1, стр.336].

3.7. Підбираємо посадку згідно ГОСТ25347-89, знаючи максимальний і мінімальний натяг [1, стр.153-157].

, у якої N_max=117мкм; N_min=57 мкм.

Перевіряємо умови підбору посадки:

Умова виконана, посадка підібрана правильно.

3.8. Визначаємо запас міцності з'єднання і запас міцності деталей. Запас міцності з'єднання для цієї посадки буде:

Допуск отвору T_D=0.03мкм, допуск валу T_d=0.03мкм.

3.9.Для вибору преса необхідної міцності визначаємо необхідне зусилля пресування при складанні деталей:

, Н

де f_п - коефіцієнт тертя при пресуванні

P_max - питомий тиск при максимальному натязі N_max в посадці.

Тоді

4. Розрахунок гладких граничних калібрів

Розрахунки виконавчих розмірів робочої калібр-пробки для контролю вала діаметром d₂=125мм. Побудувати схему полів допуску деталі і калібру. Зробити креслення калібр-пробки з вказівкою виконавчих розмірів і шорсткості.

Згідно ГОСТ 25347-89 (СТ СЕВ 144-75) знаходимо граничні відхилення виробу [1, табл.1.27-1.30].

Визначаємо граничні розміри:

D_max=D_н+ES=125+0,04=125,04мм

D_min=D_н+EI=125+0=125мм

Згідно ГОСТ24853-81 визначаємо допуск і інші параметри калібру. Для інтервалу розмірів 120-180мм і 8-го квалітету маємо:

H =0,008; Z =0,009; y =0,006; A =0.

H - допуск на виготовлення калібр-скоби,

Z - зміщення прохідної сторони,

y - допуск на зношування,

A - зміщення непрохідної сторони.

Виконавчі розміри калібр-пробки:

Прохідна сторона:



Непрохідна сторона:

Прохідна зношена сторона:

Рисунок 4.1 - Схема розміщення полів допусків на виготовлення калібр-пробки для контролю отвору 125H7

5. Розрахунок шліцьового з'єднання

Для шліцьового з'єднання з прямобічним профілем зубців, внутрішнім діаметром d=62мм, зовнішнім діаметром D=72мм і шириною зуба b=10 мм визначити число зубів, спосіб центрування, посадки, допуски, зазори - натяги, побудувати схему полів допусків.

5.1. Визначаємо число зубів:

Число зубців і пазів:

Приймаємо кількість зубців z=9.

Центрування за внутрішнім діаметром рекомендується у випадках високих вимог до точності співвісності елементів з'єднання, коли твердість втулки не занадто висока і допускає обробку чистовою протяжкою, а вал обробляється фрезеруванням і кінцевим шліфуванням за зовнішнім діаметром. Застосовується в нерухомих в нерухомих з'єднаннях, в рухомих, які передають малий крутний момент, і т. д., тобто в з'єднаннях з малим зношуванням поверхні. Таким чином приймаємо спосіб центрування за зовнішнім діаметром [2, стр.251].

Для цього діаметра приймаємо поля допусків H8 і h7. Для внутрішнього діаметра, що не центрується, дозволяється не вказувати поля допусків, оскільки допуск на них не ставиться, а при виготовленні має виконуватись умова [2, с.252, табл.4.72].

Тоді маємо:

[2, стр.252].

5.2. Визначаємо відхилення:

72H8: ES=0,046мм; EI=0мм;

72h7: es=0мм; ei=-0,035мм;

12F10: ES=+0,086мм; EI=+0,016мм;

12h9: es=0мм; ei=-0,043мм.

5.3. Для центрую чого діаметра D задана посадка

Визначаємо граничні розміри:

D_max=D_н+ES=72+0,046=72,046мм

D_min=D_н+EI=72+0=72мм

d_max=d_н+es=72+0=72мм

d_min=d_н+ei=72-0,035=71,965мм

5.4. Для ширини зуба задана посадка

Визначаємо граничні розміри:

D_max=D_н+ES=12+0,086=12,086мм

D_min=D_н+EI=12+0,016=12,016мм

d_max=d_н+es=12+0=12мм

d_min=d_н+ei=12-0,043=11,957мм

Для діаметра d поле допуску не задається.

5.5. Визначаємо зазори:

між втулкою і валом по зовнішньому діаметру:

між зубом вала і пазом втулки:

5.6. Визначаємо допуски:

для розмірів зовнішнього діаметра вала і втулки:

посадки:

Перевіряємо розрахунок допуску посадки:

Висновок: допуск посадки між зовнішнім діаметром вала і втулкою розрахований правильно.

Рисунок 5.1 - Схема полів допусків шліцьового з'єднання

6 Розрахунок розмірного ланцюга

Завдання зробити аналіз розрахунок ланок розмірного ланцюга згідно з заданими даними ТА^/=0,600мм; А₁^/=260мм; А₂^/=270мм; А₃^/=75мм;A₄^/=157мм.

Рисунок 6 - Схема розмірного ланцюга

1 В завданні необхідно визначити розмір замикальної ланки, а також допуски і граничні відхилення складових ланок чотириланкового розмірного ланцюга.

Допуск замикальної ланки ТА=0,150 мм.

Розміри складових ланок:

А1 =235мм, А2 =246мм, А3=72мм, А4=142мм.

2 Приймаємо метод повної взаємозамінності та спосіб допусків одного квалітету.

Вирішуємо пряму задачу.

Встановлюємо, що:

А1 - збільшуюча ланка,

А2, А3, А4 - зменшуючі ланки.

Визначаємо номінальне значення замикальної ланки згідно формули;

235-(246+72+142)=225мм

Приймаємо для замикальної ланки основне відхилення h, тоді для 2h граничні відхилення будуть: es(A)=0 і ei(A)=-0.215 мм.

Згідно таблиці [2, таблиця 3.3] для розмірів ланок до 315 мм і формул [2, с. 20] для розмірів ланок до 500 мм, визначаємо одиниці допуску:

;

де - середнє арифметичне інтервалу розмірів;

(інт - інтервал розмірів при визначенні допусків згідно ГОСТ 25346-89)

А1 = 235 мм і1 = 2.89 мкм

А2 = 246 мм і2 = 2,89 мкм

А3 = 72мм і3 = 1,82 мкм

А4 = 142мм і4 = 2.17 мкм

Визначаємо кількість одиниць допуску для розмірного ланцюга за формулою:

Згідно таблиці [1, таблиця 1.8], знаходимо, що ця кількість одиниць допуску приблизно відповідає квалітету IT8

За квалітетом IT9 згідно ГОСТ 25346-89, таблиця [1, таблиця 1.8; 5, таблиця 1] визначаємо допуски складових ланок:

ТА1 = 115 мкм

ТА2 = 115 мкм

ТА3 = 74 мкм

ТА4 = 100 мкм

Правильність визначення допусків складових ланок перевіряється за допомогою формули, за якою сума допусків складових ланок повинна бути меншою або рівною допуску замикальної ланки:

Визначаємо суму допусків:

Висновок: сума допусків складових ланок не перевищує допуску замикальної ланки, тобто задача розв'язана правильно.

Визначаємо граничні відхилення для складових ланок. Для цього приймаємо основні відхилення, для збільшуючої ланки Н і для зменшуючих - h:

ланка А1 - 235Н9; es (A1) =0.115 мм ei (A1) = 0мм.

ланка А2 - 246h9; es(A2) =0 мм; ei (A2) =-0,115 мм

ланка А3 - 72h9; es(A3) = 0 мм; ei (A3) =-0,074мм

ланка А4 - 142h9; es (A4) =0 мм ei (A4) = -0,100 мм.

Для того, щоб сума допусків точно відповідала допуску замикальної ланки, треба визначити допуск однієї із складових ланок, яка може бути зв'язаною або компенсуючою.

Для цього застосовуємо формулу:

Наприклад, допуск для ланки А2 буде:

Якщо тепер підрахувати суму допусків складових ланок, то вона буде дорівнювати допуску замикальної ланки:

Висновок: розрахунок розмірного ланцюга методом повної взаємозамінності дає можливість отримувати вузли без попереднього підбору чи підгонки складових ланок, тобто виключає ймовірність браку, але даний спосіб являється одним з найдорожчих.

Висновок

В даному технічному проекті проведено підбір методом подібності посадок для заданих з'єднань з врахуванням конструкційних особливостей і умов роботи вузла.

Розрахунковим методом підібрані посадки для з'єднань: вал-підшипник кочення, стакан-корпус. Проведено розрахунок шліцьового з'єднання:

Для контролю діаметра отвору 125H7 спроектована калібр-пробка. Виконано розрахунок розмірного ланцюга методом повної взаємозамінності. Виконаний технічний проект дозволяє обмовлення вибору посадок для різних з'єднань та призначень допусків на їх виготовлення.

Список використаної літератури

1. Допуски и посадки: Справочник/ В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинський. - Л.: Машиностроение, 1982.-Ч1.

2. Допуски и посадки: Справочник/ В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинський. - Л.: Машиностроение, 1982.-Ч2.

3. Кирилюк Ю.Е. Допуски и посадки: Справочник. - К: Высшая школа, 1987

4. Якушев А.И. и др. Взаимозаменность, стартизация и технические измерения. - М: Машиностроение, 1987.

5. Богданов В.Н. и др. Справочник руководство по черчению. - М.: Машиностроение, 1989.

6. Подшипники коченея: Сборник. - М.: Издательство стандартов, 1989-Ч.1,2.

7. Козловский Н.С., Ключников В.М. Сборник примеров и задач по курсу “Основы стандартизации, допуски, посадки и технические измерения” - М.: Машиностроение, 1983.

8. Конспект лекцій 2007р.