Расчет точностных параметров изделий и их контроль

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Южно-Уральский государственный университет»

Факультет «Сервис и туризм»

Кафедра «Технология машиностроения»

Пояснительная записка к курсовой работе

по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»

ЮУрГУ - 100101.11.002.15.01.ПЗ КР

Расчет точностных параметров изделий и их контроль

Нормоконтролер Руководитель

О.В. Ковалерова О.В. Ковалерова

«__»_____________2011 г. «___»_____________2011 г.

Автор работы

студент группы СиТ-211

и.в.косова

«___»_____________2011 г.

Работа защищена

с оценкой

__________________

«__»______________2011 г.

Челябинск

2011

Аннотация

Косова И.В. Расчет точностных параметров изделий и их контроль

Челябинск: ЮУрГУ 2011 - 27 стр.

7 илл., библиография наименования, 3 листа чертежей ф. А3.

подшипник технологичность резьбовой

В курсовой работе проведен выбор и расчет посадок для всех сопрягаемых размеров. Рассчитаны посадки с натягом, переходные посадки, посадки подшипника качения. Построены схемы расположения полей допусков подшипника качения и резьбового соединения. Проведен расчет контрольных параметров для зубчатого колеса. Рассчитана размерная цепь. Выполнены чертежи зубчатого колеса и вала. Для вала разработаны схемы контроля технических требований.

Содержание

Введение

1. Расчет и выбор посадок

1.1 Назначение посадок

1.2 Посадка с натягом

1.3 Переходная посадка

1.4 Посадки подшипника качения

2. Резьбовое соединение

3. Расчет параметров зубчатого колеса

4. Расчет размерной цепи

Заключение

Литература

Введение

Задача данной курсовой работы: выбор и расчет оптимальных посадок, удовлетворяющих необходимой технологичности и удовлетворяющих качеству изделий. Исходя из условий работы и назначения детали или соединения деталей, выбираются различные посадки и назначаются поля допусков для сопрягаемых размеров.

Целью работы является получение навыков использования таблиц стандартов, умения выбирать оптимальные расчетные посадки, а также оптимальную точность размеров при расчете размерных цепей.

1. Расчет и выбор посадок

1.1 Назначение посадок

Для всех сопрягаемых соединений назначаются посадки. Оформляются в виде таблицы 1.

Таблица 1. Назначенные посадки

Соединение	Посадка	Комментарии
2-16	Ш45H7/js6	расчет
2-16	Ш45	расчет
6-16	Ш45L6/k6	расчет
5-6	Ш85G7/l6	расчет
8-11	Ш35L6/k6	Подшипники качения.
5-10	Ш82
10-15	Ш72	Подшипники качения.
11-14	ШM12-6H/6g	Резьбовое соединение.

1.2 Посадка с натягом

Необходимо рассчитать посадку для гладкого цилиндрического соединения 2-16 с натягом.

Исходные данные взяты из вкладки и представлены в таблице 2.

Таблица 2. Исходные данные

Наименование величины	Обозначение	Значение
Крутящий момент, нм	Мкр	168
Осевая сила, Н	PD	0
Номинальный диаметр соединения, мм	dH	45
Диаметр отверстия втулки, мм	d1	32
Наружный диаметр шестерни, мм	d2	80
Длина соединения, мм	L	45
Коэффициент трения	f	0,15
Модуль упругости материала втулки, Па	Ed	21011
Модуль упругости материала шестерни, Па	ED	21011
Коэффициент Пуассона втулки	d	0,3
Коэффициент Пуассона шестерни	D	0,3
Предел текучести материала втулки	уTd	26107
Предел текучести материала шестерни	уTD	36107
Материал вала		Сталь 20
Материал шестерни		Сталь 20

При расчете определяются предельные (N_minф и N_maxф) величины натягов в соединении.

Минимальный функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединения:

, (1)

где C_D и C_d - коэффициенты жесткости конструкции;

E_D и E_d - модули упругости материала;

f - коэффициент трения при запрессовке;

М_кр -крутящий момент;

d-номинальный диаметр соединения;

l-длина соединения;

C_D=

C_d=,

Здесь µ_d и µ_D - коэффициенты Пуассона отверстия и вала соответственно;

Расчет по формуле (1)

Максимальный функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности сопрягаемых деталей:

(2)

где р_доп - наибольшее допустимое давление на контактные поверхности, при которой отсутствуют пластические деформации.

Определяется по формулам:

а) для отверстия

P_Dдоп 0,58· _тD[1-()²], (3)

P_dдоп 0,58·_тD[1-()²], (4)

где _т - предел текучести материала детали при растяжении

Расчет по формуле (3)

P_Dдоп=0,58^.26^.10^7. 0,6835=10,31 МПа

Расчет по формуле (4)

P_dдоп=0,58^.26^.10^7. 0,495=7,46 МПа

N_{max ф} рассчитываем по наименьшему значению р_доп = 7,46МПа;

Расчет по формуле (2)

N_{max ф}= 7,46·10⁷·0,045·=83,25 мкм

Из функционального допуска посадки определяется конструкторский допуск посадки, по которым устанавливается квалитеты вала и отверстия.

TN_ф=TN_к + T_э,

где TN_ф - функциональный допуск посадки;

Функциональный допуск посадки рассчитывается по формуле:

TN_ф= N_{max ф} - N_{min ф} = 83,25 - 8,74 = 74,51 мкм.

Конструкторский допуск посадки рассчитывается по формуле:

TN_к = IT_D+IT_d,

где IT_D - табличный допуск отверстия;

IT_d - табличный допуск вала;

Эксплуатационный допуск посадки

T_э = _э + _сб ,

где _э - запас на эксплуатацию;

_сб - запас на сборку.

Конструктивный допуск посадки TN_к определяется на основании экономически приемлемой точности изготовления деталей соединения и рекомендаций по точности посадок с натягом (не точнее IT6 и не грубее IT8). Эксплуатационный допуск посадки должен быть не менее 20% от TNф.

Определение квалитетов отверстия и вала.

Из ГОСТ 25346-89 [4] находятся допуски IT6...IT8 для d_Н=45 мм;

IT6=16 мкм ; IT7=25 мкм ; IT8=39 мм

Возможно несколько вариантов значение TN_к и T_э:

При TN_к= ITD+ITd = IT7+ IT6=16+25=41 мкм

T_э= TN_ф-TN_к= 74,5 - 41 = 33,5 мкм, что составляет 45% от TN_ф

При TN_к= IT7+ IT7=25 + 25 = 50 мкм

T_э= TN_ф-TN_к= 74,5 - 50 = 24, 5 мкм, что составляет 33% от TN_ф

При TN_к= IT7+ IT8=25 + 39 = 64 мкм

T_э= TN_ф-TN_к= 74,5 - 64 = 10,5 мкм, что составляет 14% от TNф

Учитывая предпочтительность посадок по ГОСТ 25347-82 [5], принимается для втулки и шестерни допуск IT7.

Для учета конкретных условий эксплуатации в расчетные предельные натяги необходимо ввести поправки:

1) Поправка U - учитывает снятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей:

U= 5(R_aD+R_ad), (5)

где R_aD , R_ad - среднее арифметическое отклонение профиля соответственно отверстия и вала.

Для отверстия R_aD =0,05^.IT7=0,05^.25 = 1,25 мкм

Для вала R_ad =0,05^.IT7=0,05.25 = 1,25 мкм.

Расчет по формуле (5)

U=5(1,25+1,25)=12,5 мкм.

2) Поправка U_t - учитывает различия рабочей температуры и температуры сборки и коэффициента линейного расширения. Принимается U_t=0, так как рабочая температура близка к температуре сборке.

3) Поправка U_ц - учитывает деформацию детали от действия центробежных сил. Принимаем U_ц=0, так как скорость вращения не велика.

Определение функциональных натягов с учетом поправок.

N_{min ф расч}= N_{min ф} + U = 8,74 + 12,5 = 21,24 мкм

N_{max ф расч}= N_{max ф} + U = 83,25 + 12,5 = 95,75 мкм

Выбор посадки.

Для обеспечения работоспособности стандартной посадки необходимо выполнить условия (неравенства):

N_{max табл} N _{max ф расч};

N_{max ф расч} - N _{max табл} = _сб;

N _{min табл} N _{min ф расч};

N _{min табл} - N _{min ф расч} =_э;

_э >_сб.

Условия пп. а) и б) являются обязательными. Условие п. в) необязательно, если при допусках деталей по IT8 остается T_э>> 20% TN_ф.

Запас на эксплуатацию _э учитывает возможность повторной запрессовки при ремонте. Чем больше запас на эксплуатацию, тем выше надежность и долговечность прессового соединения.

Запас на сборку _сб учитывает перекосы при запрессовке. Чем больше _сб, тем меньше усилие запрессовки, напряжение в материале деталей, приводящие к их разрушению.

При ручном подборе посадок проверяются:

а) Посадки с натягом из числа рекомендуемых ГОСТ 25347-82 [5] в системе отверстия (рисунок 1). Проанализируем эти посадки (таблица 3):

Анализ посадок приведен в таблице 3.

Рисунок 1. Поля допусков посадок с натягом в системе отверстия

Таблица 3. Анализ посадок с натягом

Посадки	Nmax табл	Nmin табл	? сб	? э
45	68	18	27,75	-3,24
45	95	45	0,75	23,76

Из рассмотренных посадок условиям удовлетворяет только посадка

45 .

б) Посадки комбинированные (внесистемные) (рисунок 2). Проанализируем эти посадки и сведем полученные данные в таблицу 4.

Рисунок 2. Поля допусков внесистемных посадок с натягом

Таблица 4. Анализ комбинированных посадок

Посадки	Nmax табл	Nmin табл	? сб	? э
??4?	94	44	1,75	22,76
??4?	121	71	-25,25	49,76
??4?	102	52	-6,25	30,76
??4??	129	79	-33,25	57,76
??4?	111	61	-15,25	39,76
??4?	138	88	-42,25	66,76
??4?	122	72	-26,25	50,76
??4?	149	99	-53,25	77,76
??4?	80,5	30,5	15,25	9,26
??4?	82,5	57,5	13,25	36,25
??4?	86	36	9,75	14,76
??4?	113	63	-17,25	41,76
??4?	93	43	2,75	21,76
??4?	120	70	24,25	48,76
??4?	105	55	-9,25	33,76
??4?	132	82	-36,25	60,76

Из рассмотренных посадок условиям удовлетворяют посадки Ш45, Ш45, Ш45, но принимается ??4? и проставляется на чертеж узла, т. к. она наиболее удовлетворяет условиям обеспечения работоспособности.

1.3 Переходная посадка

Для гладкого цилиндрического соединения 2-16 необходимо рассчитать переходную посадку. Шестерня m=4,5;z=16 и точность 8-7-7-В имеет с валом неподвижное разъемное соединение Ш45 мм.

Точность центрирования определяется величиной S_max, которая в процессе эксплуатации увеличивается:

, (6)

где Fr - радиальное биение;

Fr=53мкм (дано в задании);

К_Т - коэффициент запаса точности;

К_Т=2…5 /9, с.39/;

Расчет по формуле (6)

мкм.

В системе основного отверстия из рекомендуемых стандартных полей допусков по ГОСТ 25347-82 [5] подбирается оптимальная посадка, так, чтобы был равен или меньше на 20% .

1. 45;

2. 45;

3. 45;

4. 45;

Наиболее подходит посадка 45;

;

Средний размер отверстия D_c, мм:

Средний размер вала d_c, мм:

Принимается, что рассеяние размеров отверстия и вала , а также зазора и натяга подчиняются закону нормального распределения и допуск Т равен величине поля рассеяния :

; (7)

Тогда ; (8)

Расчет по формуле (8)

;

.

Среднеквадратическое отклонение для распределения зазоров и натягов в соединении _N,S, мкм:

.

При средних размерах отверстия и вала средний зазор S_С, мм:

Определяется вероятность зазора от 0 до 2,5мкм,т.е. х=2,5:

Функция вероятности получения зазора:

Ф(0,23)=0,0910.

Расчет по формуле (7) диапазон рассеяния и натягов:

.

Вероятность получения зазоров в соединении:

Вероятность получения натягов в соединении:

Предельные значения натягов и зазоров :

Кривая вероятностей натягов и зазоров посадки Ш45 представлена на рисунке 3.



Рисунок 3. Функция вероятностей получения натяга и зазора в соединении

1.4 Посадки подшипника качения

В данном задании необходимо назначить и рассчитать посадки подшипника качения 6 на вал и в корпус. Построить схемы расположения полей допусков подшипника и посадочных поверхностей вала и отверстия в корпусе.

Выбор посадок зависит от вида нагружения колец подшипника. По условиям работы узла внутренне кольцо подшипника испытывает циркуляционное нагружение, наружное - местное.

Подшипник имеет размеры d=45 мм; D=85 мм; B=19 мм; r=2 мм (значения B и r определяются по ГОСТ 8338-75);принимается класс точности 6.

Для циркуляционного нагруженного кольца подшипника посадку выбирают по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности:

(9)

где R=3800 Н - радиальная реакция опоры на подшипник.

b - рабочая ширина посадочной поверхности кольца подшипника за вычетом фасок

b= B - 2·r = 19- 4 = 15 мм

К_n - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки. Принимается К_n = 1, так как вибрации и толчки умеренные.

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе. F_вал = 1,7; F_корпус = 1,4

F_а - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки. Для однорядных подшипников F_а=1.

Расчет по формулы (9)

По величине P_R и диаметру d кольца находится рекомендуемое основное отклонение. Получинным P_R и d соответствует основное отклонение k.

Номер квалитета зависит от класса точности подшипника. При посадке на вал, если подшипник 6 класса, то корпус IT6. В данном случае будет k6.

Для местно нагруженного кольца основное отклонение выбирается по таблице. Выбрано отклонение G. Так как 6 класс точности, то квалитет IT7.

Для построения расположения полей допусков находим отклонение наружного и внутреннего колец подшипника по ГОСТ 3325-85 [6]. Отклонения вала и отверстия корпуса находим из таблиц ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки». Найденные отклонения наносим на схему.

Кольцо внутреннее d=45 мм; EI=-10 мкм; ES=0.

Кольцо наружное D=85 мм; ei=-13 мкм; es=0.

Отверстие корпуса: 85G7; EI=+12мкм; ES=+47 мкм.

Вал. 45k6; ei=+2мкм; es=+18 мкм

Рисунок 4. Схема полей допусков подшипника

5.а)



5.б)

Рисунок 5. Схема технических требований к посадочным поверхностям под подшипники качения(а - вала, б - отверстия)

2. Резьбовое соединение

Заданием данного пункта является построение схемы расположения полей допусков резьбового соединения 4-5.

Для обеспечения требований взаимозаменяемости соединяемых изделий устанавливают предельные контуры резьбы болта и гайки. По ГОСТ 24507-81 и ГОСТ 8724-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Диаметры и шаги» определяются основные размеры резьбового соединения М6-.

Номинальный диаметр d = 6мм

Средний диаметр d₂ = 5,35мм

Внутренний диаметр d₁ = 4,917мм

Шаг резьбы P = 1,5

По ГОСТ 16093-81«Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором» находятся предельные отклонения диаметров:

es(d) = -0,032мм

es(d₂) = -0,032мм

ei(d) = -0,268мм

ei(d₂) = -0,164мм

ES(D₂) = 0,18мм

ES(D₁) = 0,3мм

EI(D₂) = 0

EI(D₁) = 0

Вычисляются предельные размеры диаметров по формулам:



Определяются допуски среднего и наружного диаметров резьбы:

Допуски среднего и внутреннего диаметров резьбы:

Предельные зазоры:

Схема расположения полей допусков представлена на рис. 6.

Рисунок 6. Схема расположения полей допусков резьбового соединения3. Расчет параметров зубчатого колеса

Задачей данного пункта является определение параметры для контроля зубчатого колеса 2.Зубчатое колесо 8-7-7-В: модуль m=4,5; число зубьев z=16.

При выборе параметров контроля необходимо использовать показатели ГОСТ 1643-81[6], характеризующие кинематическую точность, плавность работы, контакт зубьев и боковой зазор. Для норм кинематической точности по 8-ой степени определяем:

- допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за оборот зубчатого колеса мкм;

- допуск на колебание длины общей нормали мкм.

По 7-ой степени точности допуск на колебание измерительного межосевого расстояния на одном зубе мкм.

По 7-ой степени точности показатель норм контакта зубьев в передаче: суммарное пятно контакта по длине зуба не менее 60%, по высоте не менее 45%.

Показателем, обеспечивающим гарантированный боковой зазор, является среднее значение длины общей нормали с предельными отклонениями.

Номинальный размер длины общей нормали:

, (10)

где n - число зубьев, захватываемых губками нормалемера(целое число):

;

Расчет по формуле (10)

.

По ГОСТу 1643-81 [6] наименьшее отклонение средней длины общей нормали (первое слагаемое) мкм; наименьшее отклонение средней длины общей нормали (второе слагаемое) мкм (радиальное биение мкм). Таким образом:

мкм.

По ГОСТу 1643-81 [6] допуск на среднюю длину общей нормали мкм. Наибольшее отклонение средней длины общей нормали:

мкм.

Показатель бокового зазора:

.

Допуск на биение окружности вершин зубьев принимается равным 0,1·m = 0,45

Допустимое торцевое биение:

(11)

где - допуск на отклонение направления зуба, по ГОСТу 1643-81 [6] 6:

мм при ширине зубчатого венца b=50мм;

d - делительный диаметр: ;

Расчет по формуле (11)

мм.

4. Расчет размерной цепи

Задачей данного пункта является определение допусков и отклонений всех её размеров, исходя из требований конструкии и технологии.

Расчет размерной цепи начинаем с установления уравнения размерной цепи и метода достижения точности. Для этого выявляем все звенья, входящие в данную цепь, путем обхода контуров взаимосвязанных звеньев, начиная от одной из поверхностей(осей), ограничивающих исходное (замыкающее) звено, и доходят до второй поверхности(оси), ограничивающей исходное (замыкающее) звено.

Составляем графическое изображение размерной цепи (рисунок 7):

Рисунок 7. Размерная цепь

Исходные данные:

Составляющие звенья.

А₁ = 17 мм; А₂ = 80 мм; А₃ = 17 мм; А₄ = 10 мм; А₅ = 124 мм

Замыкающее звено A=.

Допуск замыкающего звена TA = 1 мм

Применяется метод полной взаимозаменяемости.

Уравнение номиналов и определение величины замыкающего звена

A== А₁-(А₂ +А₃+А₄+А₅)=17+80+17+10-124 = 0

A=0

Средний допуск составляющих звеньев:

, (12)

где - средний допуск составляющих звеньев;

m - число всех звеньев, в том числе и замыкающего;

k - число составляющих звеньев, допуск которых известен;

- допуск замыкающего звена;

- известные допуски составляющих звеньев.

Расчет по формуле (12)

,

где ₁₂₄- число единиц допуска звена А₁;

- единица допуска;

- средний размер интервала, в который входит размер составляющего звена.

Точность звена А₁=1204 мм будет IT11.

Число единиц допуска, или коэффициент квалитета:

находится между IТ11 и IТ12. Принимается квалитет IТ11, для звена А₁=124 квалитет IТ12.

Исходя из номинальных размеров звеньев цепи и выбранных квалитетов по таблице ГОСТ 25346-89 [4] «Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений», определяются допуски составляющих звеньев.

Отклонения на размеры:

А₁=

А₂=

А₃=

А₅=

Принимаются неизвестными нестандартными отклонения звена .

Составляем уравнение размерной цепи:

Решается оно по формулам:

(13)

(14)

Расчет по формуле (13)

x = -0.2

Расчет по формуле (14)

y=-0.37

Определены отклонения на размеры:

Производится проверка суммы допусков составляющих звеньев по формуле

=

1=1

Равенство удовлетворяется, а значит, все допуски и отклонения составляющих звеньев определены верно.

Заключение

По завершении работы были изучены методики подбора и расчета посадок для различного типа соединений, а также методы и средства контроля заданных точностей. Были назначены посадки на все сопрягаемые поверхности, построены схемы расположения полей допусков подшипника качения и резьбового соединения. Рассчитано зубчатое колесо. Рассчитана размерная цепь А. Выполнены чертежи зубчатого колеса и вала. Для вала разработаны схемы контроля технических требований.

Литература

1. Белкин И.М. Допуски и посадки (Основные нормы взаимозаменяемости) Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей технических заведений -- М: Машиностроение, 1992 -- 528с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.: Т.2. -- 7-е изд., перераб. и доп. --М.: Машиностроение, 1992. -- 784 с.

3. Руководство к выполнению курсовой работы по взаимозаменяемости, стандартизации и техническим измерениям: Учебное пособие с применением ЭВМ серии СМ для расчета посадок с натягом/ С.Н. Корчак, П.П. Переверзев, Н.Л. Борблик, И.В. Серадская. - Челябинск: Изд. ЮУрГУ 1990 - 135 с.

4. ГОСТ 25346-89 «Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений». - Переизд. Январь 1992. - Введ. 01.01.90. - М. издательство стандартов, 1989. - 23 с. ил. УДК 621.753.1/.2:62-182.8:006.354. Группа Г12.

5. ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки». - Переизд. Дек. 1986. - Введ. 01.07.83. - М.: издательство стандартов, 1987. - 51 с. ил. УДК 621.753.1:006.354. Группа Г12.

6. ГОСТ 1643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски». - Переизд. Март 1981. - Введ. 01.07.81. - М. издательство стандартов, 1981. - 10 с. ил. УДК 621.753.1:006.354. Группа Г12.

7. ГОСТ 24643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые значения». - Переизд. Март 1981. - Введ. 01.07.81. - М. издательство стандартов, 1981. - 10 с. ил. УДК 621.753.1:006.354. Группа Г 12.

Размещено на Allbest.ru