Крусовой проект - Нормирование точности и технические измерения

С.А. курс.docx

Министерство образования Республики Беларусь
Учреждение образования
Полоцкий государственный университет
По дисциплине «Нормирование точности и технические
Расчет и выбор посадок с натягом .. .4
Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений 10
Расчёт и выбор посадок подшипников качения
Выбор степеней точности и посадок резьбового соединения ..
Выбор и расчет точности зубчатых колес и передач .20
Определение допусков и предельных отклонений размеров
входящих в размерную цепь 23
Измерительный прибор . . 29
Список литературы 35
В нашем мире в машиностроении сформированы и освоены новые системы эффективных надёжных и современных машин что предоставляет нам выпускать продукцию наивысшего качества с наименьшими затратами труда. Можно сказать что сейчас в данный момент времени продолжают совершенствоваться конструкции машин и других изделий и скорее всего даже можно сказать точно будут развивать более лучшие характеристики для данного вида отрасли до тех пор пока окончательно не у кого не вызовет сомнений «можно ли сделать ещё лучше».
Так же огромное значение для современного развития в машиностроении имеет организации которые должны производить машины и другие изделия на основе взаимозаменяемости.
И так целью нашей курсовой работы по НТТИ заключается в закрепление приобретение нами знаний как практических так и теоретических по данной дисциплине а так же соблюдать все параметры с ЕСКД.
Требования к зубчатой
Спокойная с умеренными толчками перегрузка до 150%
Расчет и выбор посадки с натягом
диаметр соединения мм
шерохов. сопряг. поверх. мкм
Посадки с натягом предназначены для образования неподвижных соединений. Величина натяга складывается из деформации сжатия и деформации растяжения контактных поверхностей соответственно вала и отверстия. Упругие силы возникающие при деформации создают на поверхности деталей напряжение препятствующее и взаимному смещению.
Определяем минимальный и максимальный функциональный натяги по формулам:
([1] методичка 2014)
где Т=700 – вращающий момент (методичка ЗО .Таблица 2);
D=0.13 m L=0.04 m где диаметр и длина соединения;
– коэффициенты жесткости конструкции;
– модуль упругости материалов охватывающей детали и вала (ЗО. П2Таблица 2);
f =015 – коэффициент трения (ЗО. П2 Таблиц 1);
– наибольшее допустимое давление на поверхности контакта вала и охватывающей детали при котором отсутствуют пластические деформации .
Коэффициенты жесткости конструкции определяем по формулам
([2]Методичка 2014);
где – наружный диаметр охватывающей детали (зубчатого колеса) м; ;
– внутренний диаметр полого вала;
– коэффициенты Пуассона ( ЗО.П2Т.2);
Наибольшее допустимое давление определяется по формулам:
а) для охватывающей детали
где (ЗО.П2Т.2) – предел текучести материалов охватывающей детали и вала.
Рассчитываем минимальный и максимальный функциональный натяги:
Определяем поправки к найденным значениям
а) u – смятие неровностей
где – коэффициенты учитывающие величину смятия неровностей (ЗО.П2Т.3).
б) поправка учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки и различие коэффициентов линейного расширения материалов вала и отверстия.
где и – коэффициенты линейного расширения материала деталей (ЗО.П2Т.2);
и – рабочие температуры деталей;
– температура сборки деталей;
Так как рабочая температура не равна температуре сборки то значение поправки равно 234мкм.
Определяем и c учетом поправок:
Находим функциональный допуск посадки:
Распределяется функциональный допуск между эксплуатационным и конструктивным допусками таким образом чтобы .
Определяем число единиц допуска а и соответствующий ему квалитет
где i – число единиц допуска мкм
Выбираем 8-ый квалитет (ЗО.П2Т.4).
Выбираем стандартную посадку по ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) при этом соблюдаем следующие условия:
Проверяем посадку в системе отверстия по 8-му квалитету – H8u8
=es-EI=233-0=233 мкм; =ei-ES=170-63=107 мкм
Nз.с=2588-233=258 мкм;
Nз.э=107-49=1021 мкм.
Условия а) б) в) выполняются! Значит выбираем посадку 130 и вычерчиваем схему полей допусков:
Данные по выбору ст. посадки
Параметры стандартной посадки
Поля допусков и предельные отклонения мкм
Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений
Выбор посадок для соединений “крышки подшипников - корпус”
Поле допуска центрирующей поверхности закладных крышек любой конструкции в целях уплотнения против вытекания смазки принимают h8. Общим для всех закладных крышек является посадка выступа крышки в пазу корпуса которую принимают H11h11
Выбор посадок для соединения «втулка – вал»
Посадки втулок должны иметь минимальный зазор или минимальный натяг. Если выбор полей допусков отверстия и вала ничем не обусловлен то наиболее подходящими посадками втулок на вал и в корпус являются Н7jS6 H7k6 H7m6. Если же поля допусков валов и отверстий заданы в связи о установкой соседних деталей например подшипников качения зубчатых и червячных колес приходится подбирать такие поля допусков отверстий или внешних диаметров втулок чтобы зазоры или натяги были минимальны .Например H7f7.
Выбор посадок для соединения «втулка – корпус»
Выбор посадки производится из условия чтобы при наименьшем натяге были обеспечены прочность соединения и передача нагрузки а при наибольшем натяге – прочность деталей.
Посадку Н7р6 является предпочтительной для данного типа посадок. Примеры: клапанные седла в гнездах при работе в условиях вибраций втулки и кольца в корпусах втулки и шестерни передней бабки токарных станков установочные кольца на валах электродвигателей грунд-буксы в корпусах сальников уплотнительные кольца на валах для фиксации положения внутреннего кольца подшипника качения зубчатые колеса на валах редукторов канатных барабанов и других валах с дополнительным креплением шпонкой.
соед. на сб. чертеже
Предельные отклонения и допуски мкм
Предельные зазоры и натяги допуски посадок мкм
Втулка зубчатое колесо
Все данные взяты из книги («Допуски и посадки» т1 с 38-49)
Расчёт и выбор посадок подшипников качения
1 Выбор класса точности подшипника.
Выбор класса точности подшипника производится в зависимости от условий работы механизма. Так как информация о условиях работы механизма ограничена то произведем выбор класса точности подшипника исходя из заданной окружной скорости. Зададимся . Исходя из условия Vокр 10 выберем 4-ый класс точности. При это выписываем отклонения на средние значения диаметров колец - для внутреннего диаметра и - для наружного ([2] 1т таб.3.45 стр.75)
При выборе посадок различают три основных вида нагружения колец: местное циркуляционное и колебательное. Виды нагружения колец определяются в зависимости от условий работы подшипников ([2] 1т таб.3.51 стр.78). Т.к. происходит вращение вала то вращающееся кольцо подшипника должно быть смонтировано с натягом исключающим возможность обкатки и проскальзывания этого кольца по посадочной поверхности вала такой вид нагружения внутреннего кольца – циркуляционный. Наружное кольцо должно быть установлено в корпусе с небольшим зазором. При этом наружное кольцо будет воспринимать нагрузку лишь ограниченным участком. Такой вид нагружения называется местным ([3] стр. 234).
При циркуляционном нагружении колец подшипников на вал и в корпус выбираются в зависимости от значения интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности кольца.
)Подшипник шариковый радиальный однорядный ( ГОСТ 8338-51 №305)
Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:
где R=7500 – радиальная реакция опоры Н; b=B-2r=17-2·2=13 —рабочая ширина кольца подшипника мм;
=1– динамический коэффициент посадки; F=3 – коэффициент учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; =1( ЗО. Приложение 3 Т.1.Т.2).
Заданным условиям соответствует поле допуска сопрягаемого с подшипником вала n6 ([4] 2т. табл.4.92 стр.287 ). Подберем посадку для наружного кольца подшипника ([4] 2т. табл.4.92 стр.287). Примем посадку P7 .
)Подшипник радиальный сферический двухрядный (ГОСТ 5720-51 №1307)
где R=7500 – радиальная реакция опоры Н; b=B-2r=21-2·25=16 —рабочая ширина кольца подшипника мм;
=1– динамический коэффициент посадки; F=3 – коэффициент учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках (=1)([3] стр.237-238).
Заданным условиям соответствует поле допуска сопрягаемого с подшипником вала m6 ([4] 2т. табл.4.92 стр. 287). Подберем посадку для наружного кольца подшипника (Мягков 2т. табл.4.92 стр.287). Примем посадку P7 .
Итоговые данные по выбору и расчету посадок подшипников качения.
Допуски формы и расположения поверхностей мкм
Размеры с предельными отклонениями мм
Данные допусков формы и расположения поверхностей ([2] табл. 4.83 стр.276). Данные шероховатости (Мягков 2т. табл.4.95 стр.296).
Данные предельных отклонений взяты из (Мягков 2т. табл.4.84 4.86 стр.274).
Выбор степеней точности и посадок резьбового соединения
Тип посадки рассматриваемых соединений определяется характером заданной нагрузки. Поскольку для узла задана нагрузка спокойная с умеренными толчками перегрузка до 150% следует принимать переходную посадку с целью уменьшения возможного самосвинчивания деталей.
Принимаем длину свинчивания N = мм
Принимаем длину свинчивания N = мм (Мягков табл. 4.34 стр. 171) где d – номинальный диаметр резьбы мм.
Выбираем переходную посадку
Все значения предельных отклонений берутся из (Мягков Т .4.36стр 178)
Наименование деталей
Номинальный размер параметров резьбы мм
Предельные отклонения диаметров резьбы мкм
(гайка) М12х1.25– 3H6H
Обозначение метрической резьбы на чертеже:
Шпоночные соединения предназначены для соединения волов между собой с помощью специальных устройств (муфт) а также для соединения с валами различных тел вращения (зубчатых колес).
Стандартизированы шпонки с призматическими сегментными и клиновыми шпонками. В соответствии с диаметрами валов на которые устанавливаются шпонки определяются все её параметры (Доп и посадки Т1.стр 211 Табл.6.2) .Отклонения выписаны из (доп. и посадки Т.3.21-3.22)
Посадка первой шпонки с пазом вала 8; шпонки с пазом втулки 7;
Посадка второй шпонки с пазом вала 10; шпонки с пазом втулки 8;
Посадка третьей шпонки с пазом вала 18; шпонки с пазом втулки 11;
Посадка четвертой шпонки с пазом вала 10; шпонки с пазом втулки 8;
Посадка пятой шпонки с пазом вала 14; шпонки с пазом втулки 9;
Посадка шестой шпонки с пазом вала 18; шпонки с пазом втулки 11;
Длину шпонки выбираем из ряда (Доп. и посадкистр211 под таблицей 6.2) .
Размеры сечения шпонки
Интервалы длин шпонок мм
Длина шпонки из ряда
Выбор и расчет точности зубчатых колес и передач.
По условию курсовой работы от зубчатой передачи требуется контактная прочность поэтому для зубчатого колеса назначаем степень точности по нормам кинематической точности 6 .
Для устранения возможного заклинивания при нагреве передачи обеспечения условий протекания смазки и ограничения мертвого хода при реверсировании отсчетных и делительных передач они должны иметь боковой зазор. Этот зазор необходим для компенсации погрешностей изготовления и монтажа передачи и для устранения удара по нерабочим профилям.
Гарантированный боковой зазор находится по формуле :
где V – толщина слоя смазки между зубьями;
– межосевое расстояние;
=12* и =105* – коэффициенты линейного расширения материала колеса и корпуса;
и – отклонение температур колеса и корпуса от 20°С;
- угол профиля исходного контура.
Величина толщины слоя смазки зависит от способа смазывания и окружной скорости колес. Ориентировочно ее можно определить по формуле :
где m – модуль зубчатого колеса мм.
Выбираем значение V в зависимости от окружной скорости. При окружной скорости .
Определим межосевое расстояние:
где и – диаметры зубчатых колес.
Сравним полученное значения гарантированного зазора с табличным.
Наибольший боковой зазор получаемый между зубьями в передаче не ограничен стандартом.
Его можно подсчитать для установленного вида сопряжения с соответствующим ему видом допуска по формуле:
где и – допуски на смещение исходного контура колес зубчатой передачи ([1] том 2 стр. 866);
=2*80=160 – алгебраическая разность верхнего и нижнего отклонений межосевого расстояния зубчатой передачи .
Так как нам неизвестно то принимаем вид допуска соответствующий виду сопряжения т.е. виду сопряжения B соответствует вид допуска b.
Числовые значения контрольных параметров норм точности и вида сопряжения зубчатых колес и передач.
Данные выбираются из таблицы 5.10 и тд из книги Допуски и посадки (т1)стр185
Допуск на радиальное
Допуск на накопленную погрешность шага по зубчатому колесу Fp мкм
Допуск на местную кинематическую погрешность f мкм
Предельное отклонение шага fa мкм
Допуск на погрешность профиля f1 мкм
Суммарное пятно контакта % не менее
Допуск на параллельность осей f0 мкм
Допуск на перекос осей f2 мкм
Определение допусков и предельных отклонений размеров входящих в размерную цепь
1.Расчет размерной цепи методом на максимум-минимум.
Составляем размерную цепь.
Принимаем 6-ой квалитет точности.
Назначаем допуски на составляющие звенья по установленному квалитету кроме замыкающего звена ([2] стр.23). ТБ = 300 мкм ТВ1= ТВ2=120 мкм. Номинальный размер замыкающего звена Б:
Применим способ допусков одного квалитета так как все составляющие цепь размеры могут быть выполнены с допуском одного квалитета. Значения i выбираем из
ТБ = 300 мкм iБ6 = 131 мкм.
принимаем 4-й квалитет по (1 табл. 1.8 с.43)
Назначаем допуски на составляющие звенья по установленному квалитету кроме зависимого звена:
Допуск зависимого звена определяем по формуле:
где ТБj– допуски составляющих звеньев.
Устанавливаем предельные отклонения размеров составляющих звеньев кроме зависимого звена. (ГОСТ 25347-82)
Звено размерной цепи
Предельные отклонения мкм
Определяем координаты середин полей допусков составляющих звеньев и замыкающего звена.
Координата середины поля допуска зависимого звена входящего в число увеличивающих звеньев определяется по формуле:
где - координаты середин полей допусков увеличивающих звеньев размерной цепи;
- координаты середин полей допусков уменьшающих звеньев размерной цепи.
Определяем предельные отклонения зависимого звена по формуле:
2 Расчет размерной цепи вероятностным методом.
Порядок расчёта тот же что и методом максимум-минимум.
Формулы для определения ESAj EcAi ESAi и EiAi те же что и при расчёте размерной цепи методом максимум-минимум. Данные расчёта размерной цепи вероятностным методом заносятся в сводную таблицу.
Замыкающее звено цепи АΔ
Составляющие звенья цепи Аj с указанием их предельных отклонений
Порядок расчета размерных цепей теоретико-вероятностным методом тот же что и методом по максимум-минимум.
Условия для расчёта размерной цепи вероятностным методом следующие:
- процент риска принят р=027%
- кривая рассеяния действительных размеров звеньев цепи имеет нормальный закон распределения
- центр группирования действительных отклонений размеров звеньев цепи совпадает со средними отклонениями табличных полей допусков размеров.
Принимаем закон рассеивания размеров деталей – нормальный (закон Гаусса) отсюда .
Определяем среднее число единиц допуска ac составляющих звеньев:
По таблице (1 табл. 1.8 с.43) принимаем 10-й квалитет.
Назначаем допуски на составляющие звенья по установленному квалитету кроме зависимого звена (1 табл. 1.8 с.43).
Устанавливаем предельные отклонения размеров составляющих звеньев кроме зависимого звена.
Замыкаю-щее звено цепи Б
Составляющие звенья цепи Бj с указанием их предельных отклонений
Вероят-ностный метод
Измерительный прибор
Проволочки для измерения среднего диаметра резьбы
Измерительные проволочки применяются для определения среднего диаметра наружной резьбы а также для измерения толщины зубьев и ширины впадин шлицевых валов и втулок с эвольвентным профилем. Метод «трех проволочек» является наиболее распространенным и достаточно точным методом контроля. Этим методом можно определять средний диаметр метрической дюймовой трапециидальной резьбы.
Проволочки измерительные изготавливаются из закаленной стали.Выпускаются с классом точности 0 и 1 диаметром от 0115 до 6212 мм. Поставляются комплектами из трех штук строго одинакового размера в пластмассовых футлярах.
Данная курсовая работа улучшила наши знания о дисциплине тем более были приобретены навыки расчёта посадок назначения гладких цилиндрических поверхностей резьбы и тд. Научились более правильнее определять точность типовых соединений и назначать допуски на поверхности научились анализировать конструкцию узлов механизма . Эта работа дала нам более общее понятие о назначениях и расчетах и эти знания очень как пригодятся для нас в будущем .
Методические указания к курсовой работе по дисциплине ВСТИ для студентов спец. 1201. Новополоцк 1991.
Единая система допусков и посадок СЭВ в машиностроении и приборостроении: Справочник в 2 т. — 2-е изд. перераб. и доп. — М.: Издательство стандартов 1989.
Якушев А.И. Воронцов Л.Н. Федотов Н.М. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения. 6-е изд. М.: Машиностроение 1986.
Допуски и посадки. Справочник в 2-х частях. Под ред. Мягкова В.Д. 5-е изд. М.: Машиностроение 1978.
Кузнецов В.В. Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения» для студентов специальности 1201. НПИ 1991.
Детали машин и основы конструирования. Под ред. Ерохина М.Н. – М.: КолосC 2005.
И. М. Белкин «Справочник по допускам и посадкам для рабочего-машиностроителя» 1985.

Спецификация 1.spw

Болт М14 ГОСТ 7798-70
Болт М8 ГОСТ 7798-70
Винт М6 ГОСТ 1491-80
Кольцо 28 ГОСТ 2852-32

СБ 2.cdw

зубчатое.cdw

допуск на радиальное биение
допуск на колебание длины
предельные отклонения шага
допуск на погрешность
допуска на направления
Неуказанные предельные отклонения
КР НТТИ 360101.2817133
длинна общей нормали

Спецификация 2.spw

СБ редуктор.cdw

шарикоподшипник №1307
шарикоподшипник №305
КР НТТИ 360101.2817133.

вал.cdw