Метрология расчеты для раздаточной коробки передач автомобиля Урал 375
- Добавлен: 24.01.2023
- Размер: 3 MB
- Закачек: 0
Описание
Состав проекта
|
|
1. Титульный лист Линник.doc
|
6. Основная часть.doc
|
6. Основная часть.docx
|
4. Реферат Линник.doc
|
5. Содержание Линник.doc
|
2. ЗаданиеЛинник.doc
|
|
Сборочный чертёж11.bak
|
Вал.bak
|
Вал.cdw
|
Сборочный чертёж11.cdw
|
3. График выполнения.doc
|
Дополнительная информация
1. Титульный лист Линник.doc
Федеральное агентство по образованиюГОУ ВПО Кубанский государственный технологический университет
Кафедра Динамики и прочности машин
по дисциплине: Метрология стандартизация и сертификация
на тему: Раздаточная коробка автомобиля Урал - 375
Линник Татьяна Геннадьевна
(подпись дата расшифровка подписи)
6. Основная часть.doc
1.НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИГОСТ 25346-82 ЕСПД. Общие положения ряды допусков посадок и основных отклонений.
ГОСТ 25347-82 ЕСПД. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
ГОСТ 25670-83 ОНВ. Предельные отклонения размеров с неуказанными допусками.
ГОСТ 2.308-79 ЕСКД. Указание на чертежах допусков формы и расположений поверхностей.
ГОСТ 2.309-73 ЕСКД. Обозначение шероховатости поверхности.
ГОСТ 3325-85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.
ГОСТ 1139-80 ОВН. Соединения шлицевые прямобочные. Размер и допуски.
ГОСТ 16093-81 ОВН. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором.
ГОСТ 2.105-95 ЕСКД. Общие требования к текстовым документам.
В настоящее время в машиностроении созданы и освоены новые системы современных надежных и эффективных машин. Это позволяет применять автоматическое производство что в свою очередь сокращает время производства и снижает себестоимость продукции. Непрерывно совершенствуется конструкция машин технология средства и контроль их производства.
Большое значение для машиностроения имеет организация производства машин и прочих изделий на основе взаимозаменяемости.
Основной задачей курсовой работы является практическое использование знаний в процессе изучения курса развитие навыков в расчете и выборе посадок и точности соединений при проектировании.
Курсовая работа комплексно решает инженерное обеспечение взаимозаменяемости в различных соединениях механизмов представленных в альбоме заданий. Содержание задач отвечает разделам курса что позволяет выполнить их непосредственно после проработки и усвоения определенного раздела используя при этом соответствующие материалы государственных стандартов (ГОСТов)
РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
Рисунок 2.1 – Расчётная схема размерной цепи
1Рассмотрим решение размерной цепи методом максимума и минимума.
Для данного узла составляем расчётную схему размерной цепи.
Рисунок 2.2 – Схема размерной цепи в графическом изображении
А1 - А3– увеличивающие звенья мм;
А4-А12 – уменьшающие звенья мм;
АΔ – замыкающее звено мм.
Определяем допуск и отклонение замыкающего звена по допускам составляющих звеньев.
Принимаем что все звенья составляющие размерную цепь изготовлены по какому-либо одному квалитету кроме подшипников качения.
Допуски составляющих звеньев размерной цепи берём из [1 с.144 табл. 1.36].
Допуски на подшипники берём из [2 с.273 табл. 4.82].
А1 = 2 мм H8 (+0014)
A2 = 2 мм H8 (+0014)
A3 = 326 мм H8 (+0089)
A4 = 2 мм h8 (-0014)
A6 = 15 мм h8 (-0027)
A7 = 49 мм h7 (-0039)
A8 = 87 мм h7 (-0054)
A9 = 95 мм h7 (-0054)
A10 = 4 мм h8 (-0018)
А11 = 38 мм h (-012)
A12 = 2 мм h8 (-0014)
Определяем номинальный размер замыкающего звена АΔ мм по формуле
где - размеры увеличивающих звеньев мм;
m – число увеличивающих звеньев;
- размеры уменьшающих звеньев мм;
n – число уменьшающих звеньев.
Подставим численные значения в формулу (1.1)
АΔ = (2 + 2 + 326) – (2 + 38 + 15 + 49 + 87+ 95+4+38+2) = 0
Определяем верхнее и нижнее отклонение допуска замыкающего звена Es AΔ мм Ei AΔ мм
где - верхнее отклонение допуска увеличивающего звена мм;
- нижнее отклонение допуска увеличивающего звена мм;
- верхнее отклонение допуска уменьшающего звена мм;
- нижнее отклонение допуска уменьшающего звена мм.
Подставим численные значения в формулы (1.2) и (1.3)
ESAΔ = (14 + 14 + 89) - (-14-120-27-39-54-54-18-120-14) = 577
Таким образом имеем A Δ0577.
Проводим проверку TAΔ мм
ТАΔ = 0014 + 0014 + 0089 + 0014 + 012 + 0027 + 0039+ 0054+ 0054+ 0018+ +012+ 0014= 0577.
Определяем допуски звеньев по допуску замыкающего звена. Поле допуска замыкающего звена TAΔ = 0577мм.
Определяем среднее число единиц допуска а по формуле
где k – число звеньев размерной цепи;
- средний геометрический размер для интервала диаметров (размеров) по ГОСТ 25346-82.
Таблица 1.1 – Значение для интервалов диаметров в ЕСДП.
Интервалы диаметров мм
Подставим численные значения в формулу (2.5)
Выбираем квалитет для всех звеньев размерной цепи кроме подшипников
Число единиц допуска соответствует примерно 9 квалитету. Для увеличивающихся звеньев допуски назначаем как основное отверстие в системе отверстия для уменьшающихся – основной вал в системе вала [1 с.144 табл. 1.36].
А1 = 2 мм H9 (+0025)
A2 = 2 мм H9 (+0025)
A3 = 326 мм H9 (+014)
A4 = 2 мм h9 (-0025)
A6 = 15 мм h9 (-0043)
A7 = 49 мм h9 (-0062)
A8 = 87 мм h9 (-0087)
A9 = 95 мм h9 (-0087)
A10 = 4 мм h9 (-0030)
A12 = 2 мм h9 (-0025)
Определим величину мм на которую необходимо изменить допуск одного из составляющих звеньев чтобы удовлетворилось равенство (1.4)
Подставим численные значения в формулу (1.6)
Уменьшим допуск на наиболее легкообрабатываемые звенья –А12
A12=2 -0025+0212=2 0187
2Рассмотрим решение размерной цепи теоретико - вероятностным методом.
Для данного узла составляем расчётную схему размерной цепи в графическом изображении.
Рисунок 1.3 – Схема размерной цепи в графическом изображении
Допуски на подшипники берём из [2 с.273 табл. 4.82]. в соответствии с классом точности.
Определяем допуск замыкающего звена ТАΔ мкм
Подставим значения в формулу (1.8)
Верхнее отклонение допуска замыкающего звена ESAΔ мм и нижнее – EiAΔ мм выражаем через середину поля допуска EСAΔ мм
ECAi ум – середина поля допуска уменьшающих звеньев мм.
ECAΔ = 0007 + 0007 + 00445 - (-0007-006-00135-00195-0027-0027-0009-006-0007) = 02885;
Проведём проверку мм
ТАΔ = 039563-018137=021426
Определяем допуски звеньев по допуску замыкающего звена. Зададим размер и допуск замыкающего звена. AΔ =0 TA Δ = 021426мм
2.1Определяем среднее число единиц допуска а по формуле
Выбираем по какому квалитету назначить допуски для всех звеньев размерной цепи кроме подшипников. Число единиц допуска соответствует IT 8
A3 = 326 мм H7 (+0057)
A6 = 15 мм h7 (-0018)
A7 = 49 мм h7 (-0025)
A8 = 87 мм h7 (-0035)
A9 = 95 мм h7 (-0035)
A10 = 4 мм h8 (-0012)
A12 = 2 мм h8 (-001)
Определим величину мм на которую необходимо изменить допуск одного из составляющих звеньев чтобы удовлетворилось равенство (1.8)
Необходимо уменьшить допуск наиболее труднообрабатываемого звена
A3=326 0057+0179=326 0236
Рисунок 2.4 – Схема расположения поля допуска замыкающего звена .
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК С НАТЯГОМ
1 Расчет и выбор посадок с натягом
Рисунок 3.1 – Схема посадки с натягом
Размеры необходимые для расчета мм
Момент крутящий на валу Мкр
Определяем коэффициенты Ляме
где В А – коэффициенты Пуассона для охватываемой и охватывающей поверхностей деталей
d-номинальный диаметр сопряжения мм
d1-внутренний диаметр вала мм
d2-наружный диаметр мм
Определяем наименьший расчетный натяг мкм
где l – длина сопряжения м
f – коэффициент трения в соединении
ЕА ЕВ – модули упругости материалов отверстия и вала Па
Мкр – момент крутящий на валу.Н*М
Определяем поправку Uмкм учитывающую смятие неровности контактных поверхностей
где ; – высота неровностей профиля по десяти точкам вала и отверстия мкм
lg = 065 +097 · lg RA
lg = 065 +097 · lg RB
где RA RB – среднеарифметическое отклонение профиля мкм.
U = 12 (705 + 55) = 15.
Определяем значение наименьшего функционального натяга мкм по формуле
Предельно допускаемое удельное контактное давление Рдоп Па по формуле
где – предел текучести охватывающей детали.
где – предел текучести охватываемой детали.
В качестве наибольшего допускаемого удельного давления берём наименьшее из двух значений.
Определяем наибольший натяг мкм по формуле
гдеd – номинальный диаметр сопряжения м
Наибольший функциональный натяг мкм
По ГОСТ 2.5346-82 и в соответствии со значениями и выбираем оптимальную посадку чтобы выполнялось условие
На рисунке 3.2 прилагается схема расположения полей допусков для посадки.
где СтехСэкс – запас технологический и эксплуатационный мкм
Рисунок 2.2 – Схема расположения полей допусков к расчету посадок с натягом
2 Расчет и выбор посадок с натягом
Рисунок 3.3 – Схема посадки с натягом
На рисунке 2.2 прилагается схема расположения полей допусков для посадки.
Рисунок 3.4 – Схема расположения полей допусков к расчету посадок с натягом
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1 Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующих в подшипниках
Рисунок 4.1 – Расчетная схема нагружения
Определяем силы действующие в зацеплении
Находим окружное усилие Ft Н
где mn – модуль зубчатого колеса z м
Мкр – крутящий момент на валу Н·м
z – число зубьев колеса.
Радиальное усилие Fr Н
где – угол наклона зубьевград;
Ft – окружное усилие Н.
Находим осевое усилие FА Н
Fа1 = 553 · tg 100 = 9732
Fа3 = 6979 · tg 100 = 12305
Составляем сумму моментов относительно точек A B и определяем реакции опор RA RB Н
Находим из формулы (3.4) значения RA RBН
Определяем интенсивность нагрузки кНм для циркулярного вида нагружения
гдеКП – динамический коэффициент посадки зависящий от характера нагрузки;
F – коэффициент учитывающий степень ослабления натяга при полом вале (F = 1 если вал сплошной);
R – радиальная реакция опор на подшипнике H;
b – рабочая длина посадочной части мм;
где B – ширина подшипника мм;
r – радиус фаски кольца мм.
Подставим численные значения
b = (38 – 2 · 3) =32
По интенсивности нагрузки в соответствии с [2 с. 287 табл. 4.92] и [2 с. 282 табл. 4.87] выбираем посадки для внутреннего кольца и наружного кольца.
Так как в обоих позициях применяется подшипник P2-307 то в обоих случаях посадка будет
По ГОСТ 3325-85 находим предельное отклонение размеров колец а по ГОСТ 25346-82 отклонения вала и корпуса при выбранных посадках.
Отклонения на внутренний и наружный диаметры колец подшипников качения выбираем в зависимости от класса точности по [2 с. 273 табл. 4.82]. Отклонения вала и корпуса при выбранных посадках находим по [1 с.89 табл. 1.29] и [1 с.114 табл. 1.36].
Рисунок 4.3 – Схема расположения полей допуска (P2-7309)
Определим наибольший зазор Smax мкм и наибольший натяг Nmax мкм при выбранной посадке при установке подшипника на вал
Для подшипника Р2-7309: Smax = 0-(-35) = 35 Nmax = 35 - (- 25) = 6.
Следовательно в данной посадке нет зазора.
Определим наибольший зазор Smax мкм и наибольший натяг Nmax мкм при установке наружного кольца подшипника в корпусе
Для подшипника Р2-7309: Smax = 0-(-13)=13 Nmax = 13 - (- 4) = 17.
Выполним эскизы посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипников качения
Рисунок 4.4 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника P2-7309
2 Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующих в подшипниках на нижнем валу
Рисунок 4.5 – Расчетная схема нагружения нижнего вала
Находим окружное усилие Ft Н из формулы (4.9) где
где - передаточное отношение от первого вала ко второму;
- коэффициент полезного действия цилиндрической передачи.
b = (4225 – 2 · 25) =3725
Так как в обоих позициях применяется подшипник P2-7310 то в обоих случаях посадка будет
Рисунок 4.6 – Схема расположения полей допуска (P2-7310)
Для подшипника Р2-7310: Smax = 0-(-4) = 4 Nmax = 4 - (- 3) = 7.
Для подшипника Р2-7310: Smax = 0-(-13)=13 Nmax = 2 - (- 4) = 6.
Рисунок 4.7 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника P2-7310
ВЫБОР ПОСАДОК И РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем посадку для любого резьбового соединения.
Выбираем метрическую резьбу. Из [2 с.141 табл.4.22] и [2 с.142 табл.4.23] выбираем номинальный диаметр и шаг резьбы М8 × 125.
Длину свинчивания определяем по ГОСТ 16093-81 из [2 с.149 табл.4.27]. Длина свинчивания N=14мм.
Определяем значение среднего диаметра d2 и D2 мм значение внутреннего диаметра d1 и D1 мм по [2 с.144 табл.4.24]
D1 d1 = d – 2 + 0647
D2 d2 = d – 1 + 0188
гдеd – номинальный диаметр резьбы мм
D1 d1 = 8 – 2 + 0647 = 6647
D2 d2 = 8 – 1 + 0188 = 7188
Выбор посадки для резьбового соединения производим в соответствии с ГОСТ 16093-81 по [2 с.151 табл.4.28]
Отклонение метрической резьбы определяем из [2 с.153 табл.4.29] и вычисляем предельные диаметры резьбового соединения. Строим схемы расположения полей допусков для внутренней и наружной резьбы.
esd=esd1=esd2=-28 мкм;
Для внутренней резьбы
Рисунок 5.1 – Схема расположения полей допусков
Предельные размеры болта мм
Предельные размеры гайки мм
Считаем числовые значения в по формулам (4.1) и (4.2)
d max = 80 - (-0028) = 8028
d min = 80 - (-024) = 824
d1 max = 6647 - (-0028) = 6675
d2 max = 7188- (-0028) = 7216
d2 min = 7188 -(-0178) = 7366
D1 max = 6647 + 0335= 6982
D2 max = 7188 + 02 = 7388
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
1Выбираем посадки для шпоночного соединения
Так как втулка неподвижна относительно вала но подлежит сборке – разборке при ремонте то принимаем нормальную схему расположения полей допусков.
Рисунок 6.1- Схема расположения полей допусков для шпоночного соединения
Рисунок 6.2 – Эскиз шпоночного соединения.
2Выбираем посадки для шлицевого соединения если наружный диаметр вала D=38 мм
По [2 с.250 табл. 4.71] выбираем размеры прямобочных шлицевых соединений
z = 8d = 32D = 38b = 6
где z – число зубьев шлицевого соединения;
d – внутренний диаметр соединения;
D – наружный диаметр соединения;
B – ширина боковой поверхности зубьев.
Так как втулка не подвергается термообработке то центрирование проводим по наружному диаметру
Выбираем посадки по [2 с.253 табл. 4.73]
Для отверстия этого же соединения
D –8 x 32 x 38 x 6 F8
D –8 x 32 x 38 js6 x 6 js7
Рисунок 6.2- Сечение шлицевого соединения
3Выбираем посадки для шлицевого соединения если наружный диаметр вала D1=50 мм
По [2 с.253 табл. 4.73] выбираем размеры прямозубых шлицевых соединений мм
z = 8d = 46D = 50b = 9
Так как вал не подвергается термообработке то центрирование проводим по наружному диаметру D.
РАСЧЕТ ПЕРЕХОДНЫХ ПОСАДОК
Рассмотрим расчет вероятности получения зазоров и натягов в соединении
1Для выбранной посадки строим схему расположения полей допусков
Рисунок 7.1- Схема расположения полей допусков переходной посадки
2Определяем наименьший dmin и Dmin мм средний dср и Dср мм максимальный dmax и Dmax мм соответственно для вала и отверстия
где dн и Dн – номинальные размеры вала и отверстия соответственно мм;
EI – нижнее отклонение поля допуска отверстия мм;
ES – верхнее отклонение поля допуска отверстия мм;
es – верхнее отклонение поля допуска вала мм;
TD– допуск отверстия мм.
Td – допуск вала мм.
Подставим численные значения в формулу (7.1)
Dср = 38 + () = 380105
Dmax = 38 + 0021 = 38021
dmin = 38 + (-0008) = 37992
dmax = 38 + 0008 = 38008
3Определяем поле допуска для отверстия TD мм и вала Td мм
Подставим численные значения в формулу (6.2)
TD = 38021 – 38 = 0021
Td = 38008 – 37992 = 0016
4Определяем максимальный натяг Nmax мкм и максимальный зазор Smax мкм
Подставим численные значения в формулу (6.3)
Smax = 21 – (– 8) = 29
5Определяем среднеквадратическое отклонение размеров сопрягаемых деталей D и d мкм
Подставим численные значения в формулу (6.4)
6Находим суммарное среднеквадратическое отклонение мкм
Подставим численные значения в формулу (8.5)
7Определим величину среднего зазора Sср мкм
Sср = Dср - dср (7.6)
Подставим численные значения в формулу (8.6)
Sср = (380105 –38) = 105
Величина Sср определяет положение центра группирования относительно начала их отсчета x = 105. Эта точка отделяет зазор от натяга.
На оси z-z’ эта точка определяется
Подставим численные значения в формулу (7.7)
Из [1 с.12 табл. 1.1] находим значение функции Лапласа которое соответствует площади заключенной между кривой нормального распределения оси симметрии и функции Z и дает вероятность того что величина погрешности находится в пределах от 0 до 1
8Определяем относительное количество соединений с зазором S%
S% = (Ф(z) + 05)·100% (7.8)
Подставим численные значения в формулу (8.8)
S% = (– 04918 + 05)·100% = 082%
9Найдем фактическое значение наибольших зазоров Smax мкм и натягов Nmax мкм
Подставим численные значения в формулу (6.9)
Smax = 3 · 44 + 105 = 237
Nmax = 3 · 44 – 105 = 27
10Используя все полученные ранее значения строим кривую распределения зазоров и натягов
где y – плотность вероятности;
х – аргумент функции и плотности вероятности;
– среднеквадратическое отклонение случайных величин мкм
Подставим в формулу (8.10) значения и построим кривую по полученным точкам
Таблица 7.1 – Зависимость плотности вероятности у от аргумента х
Рисунок 7.2- Кривая нормального распределения зазоров и натягов
ВЫБОР УНИВЕРСАЛЬНОГО СРЕДСТВА ИЗМЕРЕНИЯ
Выбор измерительного средства зависит от принятых организационно-технических форм контроля масштабов производства конструктивных особенностей контролируемых изделий точности изготовления экономических и других факторов.
В качестве универсального измерительного средства применяем микрометр рычажный типа МР(25-50 ГОСТ 6507-90). Микрометрический измерительный инструмент имеет цену деления с = 0002 мм пределы измерения инструмента от 25 до 50 мм погрешность измерения =4 мкм. Измеряемый размер равен 38js6.
Погрешность выбранного универсального измерительного средства удовлетворяет погрешности измеряемого размера т. к.
В данной курсовой работе были получены посадки для подшипника качения P2-7309
Рассчитана посадка для резьбового соединения
для шпоночного соединения
для шлицевого соединения D –8 x 32 x 38 x 6
Рассчитаны посадки с натягом переходная посадка с вероятностью получения натяга 18% при посадке 38 .
В качестве универсального измерительного средства принят микрометр рычажный типа МР (25-50 ГОСТ 6507-90) предел измерения которого 25 – 50 мм цена деления 0002 мм погрешность измерения =4 мкм.
Допуски и посадки: Справочник в 2-х томах. В.Д. Мягков М.А. Палей – 6-е издание переработанное и дополненное Л.: Машиностроение; 1982г.
Методическое указание по выполнению курсовой работы по курсу: «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения» В.А. Плаксин КубГТУ – Краснодар 2003г.
Детали машин: Учебник для студентов ВТУЗов. Д.Н. Решетов – 4-е издание переработанное и дополненное М.: «Машиностроение» 1989г.
Расчет посадок с натягом
длина сопряжения(мм) 4.40000000000000Е+0001
Номинальный диаметр(мм)4.50000000000000Е+0001
диаметр втулки(мм)0.00000000000000Е-0000
диаметр вала(мм) 5.50000000000000Е-0002
Модуль упругости втулки(Паскаль) 2 .00000000000000Е+0005
Модуль упругости вала(Паскаль) 2.00000000000000Е+0005
Высота неровностей поверхности отверстия(мкм) 7.04600000000000Е+0000
Высота неровностей поверхности вала(мкм) 5.54600000000000Е+0000
Предел текучести материала втулки (Паскаль) 3.53000000000000Е+0008
Предел текучести материала вала (Паскаль) 3.53000000000000Е+0008
Коэффициент Пуассона для втулки 3.00000000000000Е-0001
Коэффициент Пуассона для вала 3.00000000000000Е-0001
Коэффициент трения 1 2.00000000000000Е-0001
Крутящий момент(Н*м) 1.90000000000000Е+0002
Осевая сила(Н) 0.00000000000000Е+0000
Оптимальная посадка P8p6
Эксплуатационный запас прочности
значительно больше технического
Сэкспл.=09991272383498642
Стехн.000872761650135819
Номинальный диаметр(мм)5.50000000000000Е+0001
диаметр втулки(мм)4.50000000000000Е-0000
диаметр вала(мм) 7.50000000000000Е-0002
Осевая сила(Н) 0.00000000000000Е+0000
Fmin=255832074473297
Fmax=171027784615385
Оптимальная посадка M7x6
Сэкспл.=0999711911066433
Стехн.=0000288088933566957
6. Основная часть.docx
1.НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИГОСТ 25346-82 ЕСПД. Общие положения ряды допусков посадок и основных отклонений.
ГОСТ 25347-82 ЕСПД. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
ГОСТ 25670-83 ОНВ. Предельные отклонения размеров с неуказанными допусками.
ГОСТ 2.308-79 ЕСКД. Указание на чертежах допусков формы и расположений поверхностей.
ГОСТ 2.309-73 ЕСКД. Обозначение шероховатости поверхности.
ГОСТ 3325-85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.
ГОСТ 1139-80 ОВН. Соединения шлицевые прямобочные. Размер и допуски.
ГОСТ 16093-81 ОВН. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором.
ГОСТ 2.105-95 ЕСКД. Общие требования к текстовым документам.
В настоящее время в машиностроении созданы и освоены новые системы современных надежных и эффективных машин. Это позволяет применять автоматическое производство что в свою очередь сокращает время производства и снижает себестоимость продукции. Непрерывно совершенствуется конструкция машин технология средства и контроль их производства.
Большое значение для машиностроения имеет организация производства машин и прочих изделий на основе взаимозаменяемости.
Основной задачей курсовой работы является практическое использование знаний в процессе изучения курса развитие навыков в расчете и выборе посадок и точности соединений при проектировании.
Курсовая работа комплексно решает инженерное обеспечение взаимозаменяемости в различных соединениях механизмов представленных в альбоме заданий. Содержание задач отвечает разделам курса что позволяет выполнить их непосредственно после проработки и усвоения определенного раздела используя при этом соответствующие материалы государственных стандартов (ГОСТов)
РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
Рисунок 2.1 – Расчётная схема размерной цепи
1Рассмотрим решение размерной цепи методом максимума и минимума.
Для данного узла составляем расчётную схему размерной цепи.
Рисунок 2.2 – Схема размерной цепи в графическом изображении
А1 - А3– увеличивающие звенья мм;
А4-А12 – уменьшающие звенья мм;
АΔ – замыкающее звено мм.
Определяем допуск и отклонение замыкающего звена по допускам составляющих звеньев.
Принимаем что все звенья составляющие размерную цепь изготовлены по какому-либо одному квалитету кроме подшипников качения.
Допуски составляющих звеньев размерной цепи берём из [1 с.144 табл. 1.36].
Допуски на подшипники берём из [2 с.273 табл. 4.82].
А1 = 2 мм H8 (+0014)
A2 = 2 мм H8 (+0014)
A3 = 326 мм H8 (+0089)
A4 = 2 мм h8 (-0014)
A6 = 15 мм h8 (-0027)
A7 = 49 мм h7 (-0039)
A8 = 87 мм h7 (-0054)
A9 = 95 мм h7 (-0054)
A10 = 4 мм h8 (-0018)
А11 = 38 мм h (-012)
A12 = 2 мм h8 (-0014)
Определяем номинальный размер замыкающего звена АΔ мм по формуле
где - размеры увеличивающих звеньев мм;
m – число увеличивающих звеньев;
- размеры уменьшающих звеньев мм;
n – число уменьшающих звеньев.
Подставим численные значения в формулу (1.1)
АΔ = (2 + 2 + 326) – (2 + 38 + 15 + 49 + 87+ 95+4+38+2) = 0
Определяем верхнее и нижнее отклонение допуска замыкающего звена Es AΔ мм Ei AΔ мм
где - верхнее отклонение допуска увеличивающего звена мм;
- нижнее отклонение допуска увеличивающего звена мм;
- верхнее отклонение допуска уменьшающего звена мм;
- нижнее отклонение допуска уменьшающего звена мм.
Подставим численные значения в формулы (1.2) и (1.3)
ESAΔ = (14 + 14 + 89) - (-14-120-27-39-54-54-18-120-14) = 577
Таким образом имеем A Δ0577.
Проводим проверку TAΔ мм
ТАΔ = 0014 + 0014 + 0089 + 0014 + 012 + 0027 + 0039+ 0054+ 0054+ 0018+ +012+ 0014= 0577.
Определяем допуски звеньев по допуску замыкающего звена. Поле допуска замыкающего звена TAΔ = 0577мм.
Определяем среднее число единиц допуска а по формуле
где k – число звеньев размерной цепи;
- средний геометрический размер для интервала диаметров (размеров) по ГОСТ 25346-82.
Таблица 1.1 – Значение для интервалов диаметров в ЕСДП.
Интервалы диаметров мм
Подставим численные значения в формулу (2.5)
Выбираем квалитет для всех звеньев размерной цепи кроме подшипников
Число единиц допуска соответствует примерно 9 квалитету. Для увеличивающихся звеньев допуски назначаем как основное отверстие в системе отверстия для уменьшающихся – основной вал в системе вала [1 с.144 табл. 1.36].
А1 = 2 мм H9 (+0025)
A2 = 2 мм H9 (+0025)
A3 = 326 мм H9 (+014)
A4 = 2 мм h9 (-0025)
A6 = 15 мм h9 (-0043)
A7 = 49 мм h9 (-0062)
A8 = 87 мм h9 (-0087)
A9 = 95 мм h9 (-0087)
A10 = 4 мм h9 (-0030)
A12 = 2 мм h9 (-0025)
Определим величину мм на которую необходимо изменить допуск одного из составляющих звеньев чтобы удовлетворилось равенство (1.4)
Подставим численные значения в формулу (1.6)
Уменьшим допуск на наиболее легкообрабатываемые звенья –А12
A12=2 -0025+0212=2 0187
2Рассмотрим решение размерной цепи теоретико - вероятностным методом.
Для данного узла составляем расчётную схему размерной цепи в графическом изображении.
Рисунок 1.3 – Схема размерной цепи в графическом изображении
Допуски на подшипники берём из [2 с.273 табл. 4.82]. в соответствии с классом точности.
Определяем допуск замыкающего звена ТАΔ мкм
Подставим значения в формулу (1.8)
Верхнее отклонение допуска замыкающего звена ESAΔ мм и нижнее – EiAΔ мм выражаем через середину поля допуска EСAΔ мм
ECAi ум – середина поля допуска уменьшающих звеньев мм.
ECAΔ = 0007 + 0007 + 00445 - (-0007-006-00135-00195-0027-0027-0009-006-0007) = 02885;
Проведём проверку мм
ТАΔ = 039563-018137=021426
Определяем допуски звеньев по допуску замыкающего звена. Зададим размер и допуск замыкающего звена. AΔ =0 TA Δ = 021426мм
2.1Определяем среднее число единиц допуска а по формуле
Выбираем по какому квалитету назначить допуски для всех звеньев размерной цепи кроме подшипников. Число единиц допуска соответствует IT 8
A3 = 326 мм H7 (+0057)
A6 = 15 мм h7 (-0018)
A7 = 49 мм h7 (-0025)
A8 = 87 мм h7 (-0035)
A9 = 95 мм h7 (-0035)
A10 = 4 мм h8 (-0012)
A12 = 2 мм h8 (-001)
Определим величину мм на которую необходимо изменить допуск одного из составляющих звеньев чтобы удовлетворилось равенство (1.8)
Необходимо уменьшить допуск наиболее труднообрабатываемого звена
A3=326 0057+0179=326 0236
Рисунок 2.4 – Схема расположения поля допуска замыкающего звена .
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК С НАТЯГОМ
1 Расчет и выбор посадок с натягом
Рисунок 3.1 – Схема посадки с натягом
Размеры необходимые для расчета мм
Момент крутящий на валу Мкр
Определяем коэффициенты Ляме
где В А – коэффициенты Пуассона для охватываемой и охватывающей поверхностей деталей
d-номинальный диаметр сопряжения мм
d1-внутренний диаметр вала мм
d2-наружный диаметр мм
Определяем наименьший расчетный натяг мкм
где l – длина сопряжения м
f – коэффициент трения в соединении
ЕА ЕВ – модули упругости материалов отверстия и вала Па
Мкр – момент крутящий на валу.Н*М
Определяем поправку Uмкм учитывающую смятие неровности контактных поверхностей
где ; – высота неровностей профиля по десяти точкам вала и отверстия мкм
lg = 065 +097 · lg RA
lg = 065 +097 · lg RB
где RA RB – среднеарифметическое отклонение профиля мкм.
U = 12 (705 + 55) = 15.
Определяем значение наименьшего функционального натяга мкм по формуле
Предельно допускаемое удельное контактное давление Рдоп Па по формуле
где – предел текучести охватывающей детали.
где – предел текучести охватываемой детали.
В качестве наибольшего допускаемого удельного давления берём наименьшее из двух значений.
Определяем наибольший натяг мкм по формуле
гдеd – номинальный диаметр сопряжения м
Наибольший функциональный натяг мкм
По ГОСТ 2.5346-82 и в соответствии со значениями и выбираем оптимальную посадку чтобы выполнялось условие
На рисунке 3.2 прилагается схема расположения полей допусков для посадки.
где СтехСэкс – запас технологический и эксплуатационный мкм
Рисунок 2.2 – Схема расположения полей допусков к расчету посадок с натягом
2 Расчет и выбор посадок с натягом
Рисунок 3.3 – Схема посадки с натягом
На рисунке 2.2 прилагается схема расположения полей допусков для посадки.
Рисунок 3.4 – Схема расположения полей допусков к расчету посадок с натягом
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1 Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующих в подшипниках
Рисунок 4.1 – Расчетная схема нагружения
Определяем силы действующие в зацеплении
Находим окружное усилие Ft Н
где mn – модуль зубчатого колеса z м
Мкр – крутящий момент на валу Н·м
z – число зубьев колеса.
Радиальное усилие Fr Н
где – угол наклона зубьевград;
Ft – окружное усилие Н.
Находим осевое усилие FА Н
Fа1 = 553 · tg 100 = 9732
Fа3 = 6979 · tg 100 = 12305
Составляем сумму моментов относительно точек A B и определяем реакции опор RA RB Н
Находим из формулы (3.4) значения RA RBН
Определяем интенсивность нагрузки кНм для циркулярного вида нагружения
гдеКП – динамический коэффициент посадки зависящий от характера нагрузки;
F – коэффициент учитывающий степень ослабления натяга при полом вале (F = 1 если вал сплошной);
R – радиальная реакция опор на подшипнике H;
b – рабочая длина посадочной части мм;
где B – ширина подшипника мм;
r – радиус фаски кольца мм.
Подставим численные значения
b = (38 – 2 · 3) =32
По интенсивности нагрузки в соответствии с [2 с. 287 табл. 4.92] и [2 с. 282 табл. 4.87] выбираем посадки для внутреннего кольца и наружного кольца.
Так как в обоих позициях применяется подшипник P2-307 то в обоих случаях посадка будет
По ГОСТ 3325-85 находим предельное отклонение размеров колец а по ГОСТ 25346-82 отклонения вала и корпуса при выбранных посадках.
Отклонения на внутренний и наружный диаметры колец подшипников качения выбираем в зависимости от класса точности по [2 с. 273 табл. 4.82]. Отклонения вала и корпуса при выбранных посадках находим по [1 с.89 табл. 1.29] и [1 с.114 табл. 1.36].
Рисунок 4.3 – Схема расположения полей допуска (P2-7309)
Определим наибольший зазор Smax мкм и наибольший натяг Nmax мкм при выбранной посадке при установке подшипника на вал
Для подшипника Р2-7309: Smax = 0-(-35) = 35 Nmax = 35 - (- 25) = 6.
Следовательно в данной посадке нет зазора.
Определим наибольший зазор Smax мкм и наибольший натяг Nmax мкм при установке наружного кольца подшипника в корпусе
Для подшипника Р2-7309: Smax = 0-(-13)=13 Nmax = 13 - (- 4) = 17.
Выполним эскизы посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипников качения
Рисунок 4.4 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника P2-7309
2 Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующих в подшипниках на нижнем валу
Рисунок 4.5 – Расчетная схема нагружения нижнего вала
Находим окружное усилие Ft Н из формулы (4.9) где
где - передаточное отношение от первого вала ко второму;
- коэффициент полезного действия цилиндрической передачи.
b = (4225 – 2 · 25) =3725
Так как в обоих позициях применяется подшипник P2-7310 то в обоих случаях посадка будет
Рисунок 4.6 – Схема расположения полей допуска (P2-7310)
Для подшипника Р2-7310: Smax = 0-(-4) = 4 Nmax = 4 - (- 3) = 7.
Для подшипника Р2-7310: Smax = 0-(-13)=13 Nmax = 2 - (- 4) = 6.
Рисунок 4.7 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника P2-7310
ВЫБОР ПОСАДОК И РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем посадку для любого резьбового соединения.
Выбираем метрическую резьбу. Из [2 с.141 табл.4.22] и [2 с.142 табл.4.23] выбираем номинальный диаметр и шаг резьбы М8 × 125.
Длину свинчивания определяем по ГОСТ 16093-81 из [2 с.149 табл.4.27]. Длина свинчивания N=14мм.
Определяем значение среднего диаметра d2 и D2 мм значение внутреннего диаметра d1 и D1 мм по [2 с.144 табл.4.24]
D1 d1 = d – 2 + 0647
D2 d2 = d – 1 + 0188
гдеd – номинальный диаметр резьбы мм
D1 d1 = 8 – 2 + 0647 = 6647
D2 d2 = 8 – 1 + 0188 = 7188
Выбор посадки для резьбового соединения производим в соответствии с ГОСТ 16093-81 по [2 с.151 табл.4.28]
Отклонение метрической резьбы определяем из [2 с.153 табл.4.29] и вычисляем предельные диаметры резьбового соединения. Строим схемы расположения полей допусков для внутренней и наружной резьбы.
esd=esd1=esd2=-28 мкм;
Для внутренней резьбы
Рисунок 5.1 – Схема расположения полей допусков
Предельные размеры болта мм
Предельные размеры гайки мм
Считаем числовые значения в по формулам (4.1) и (4.2)
d max = 80 - (-0028) = 8028
d min = 80 - (-024) = 824
d1 max = 6647 - (-0028) = 6675
d2 max = 7188- (-0028) = 7216
d2 min = 7188 -(-0178) = 7366
D1 max = 6647 + 0335= 6982
D2 max = 7188 + 02 = 7388
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
1Выбираем посадки для шпоночного соединения
Так как втулка неподвижна относительно вала но подлежит сборке – разборке при ремонте то принимаем нормальную схему расположения полей допусков.
Рисунок 6.1- Схема расположения полей допусков для шпоночного соединения
Рисунок 6.2 – Эскиз шпоночного соединения.
2Выбираем посадки для шлицевого соединения если наружный диаметр вала D=38 мм
По [2 с.250 табл. 4.71] выбираем размеры прямобочных шлицевых соединений
z = 8d = 32D = 38b = 6
где z – число зубьев шлицевого соединения;
d – внутренний диаметр соединения;
D – наружный диаметр соединения;
B – ширина боковой поверхности зубьев.
Так как втулка не подвергается термообработке то центрирование проводим по наружному диаметру
Выбираем посадки по [2 с.253 табл. 4.73]
Для отверстия этого же соединения
D –8 x 32 x 38 x 6 F8
D –8 x 32 x 38 js6 x 6 js7
Рисунок 6.2- Сечение шлицевого соединения
3Выбираем посадки для шлицевого соединения если наружный диаметр вала D1=50 мм
По [2 с.253 табл. 4.73] выбираем размеры прямозубых шлицевых соединений мм
z = 8d = 46D = 50b = 9
Так как вал не подвергается термообработке то центрирование проводим по наружному диаметру D.
РАСЧЕТ ПЕРЕХОДНЫХ ПОСАДОК
Рассмотрим расчет вероятности получения зазоров и натягов в соединении
1Для выбранной посадки строим схему расположения полей допусков
Рисунок 7.1- Схема расположения полей допусков переходной посадки
2Определяем наименьший dmin и Dmin мм средний dср и Dср мм максимальный dmax и Dmax мм соответственно для вала и отверстия
где dн и Dн – номинальные размеры вала и отверстия соответственно мм;
EI – нижнее отклонение поля допуска отверстия мм;
ES – верхнее отклонение поля допуска отверстия мм;
es – верхнее отклонение поля допуска вала мм;
TD– допуск отверстия мм.
Td – допуск вала мм.
Подставим численные значения в формулу (7.1)
Dср = 38 + () = 380105
Dmax = 38 + 0021 = 38021
dmin = 38 + (-0008) = 37992
dmax = 38 + 0008 = 38008
3Определяем поле допуска для отверстия TD мм и вала Td мм
Подставим численные значения в формулу (6.2)
TD = 38021 – 38 = 0021
Td = 38008 – 37992 = 0016
4Определяем максимальный натяг Nmax мкм и максимальный зазор Smax мкм
Подставим численные значения в формулу (6.3)
Smax = 21 – (– 8) = 29
5Определяем среднеквадратическое отклонение размеров сопрягаемых деталей D и d мкм
Подставим численные значения в формулу (6.4)
6Находим суммарное среднеквадратическое отклонение мкм
Подставим численные значения в формулу (8.5)
7Определим величину среднего зазора Sср мкм
Sср = Dср - dср (7.6)
Подставим численные значения в формулу (8.6)
Sср = (380105 –38) = 105
Величина Sср определяет положение центра группирования относительно начала их отсчета x = 105. Эта точка отделяет зазор от натяга.
На оси z-z’ эта точка определяется
Подставим численные значения в формулу (7.7)
Из [1 с.12 табл. 1.1] находим значение функции Лапласа которое соответствует площади заключенной между кривой нормального распределения оси симметрии и функции Z и дает вероятность того что величина погрешности находится в пределах от 0 до 1
8Определяем относительное количество соединений с зазором S%
S% = (Ф(z) + 05)·100% (7.8)
Подставим численные значения в формулу (8.8)
S% = (– 04918 + 05)·100% = 082%
9Найдем фактическое значение наибольших зазоров Smax мкм и натягов Nmax мкм
Подставим численные значения в формулу (6.9)
Smax = 3 · 44 + 105 = 237
Nmax = 3 · 44 – 105 = 27
10Используя все полученные ранее значения строим кривую распределения зазоров и натягов
где y – плотность вероятности;
х – аргумент функции и плотности вероятности;
– среднеквадратическое отклонение случайных величин мкм
Подставим в формулу (8.10) значения и построим кривую по полученным точкам
Таблица 7.1 – Зависимость плотности вероятности у от аргумента х
Рисунок 7.2- Кривая нормального распределения зазоров и натягов
ВЫБОР УНИВЕРСАЛЬНОГО СРЕДСТВА ИЗМЕРЕНИЯ
Выбор измерительного средства зависит от принятых организационно-технических форм контроля масштабов производства конструктивных особенностей контролируемых изделий точности изготовления экономических и других факторов.
В качестве универсального измерительного средства применяем микрометр рычажный типа МР(25-50 ГОСТ 6507-90). Микрометрический измерительный инструмент имеет цену деления с = 0002 мм пределы измерения инструмента от 25 до 50 мм погрешность измерения =4 мкм. Измеряемый размер равен 38js6.
Погрешность выбранного универсального измерительного средства удовлетворяет погрешности измеряемого размера т. к.
В данной курсовой работе были получены посадки для подшипника качения P2-7309
Рассчитана посадка для резьбового соединения
для шпоночного соединения
для шлицевого соединения D –8 x 32 x 38 x 6
Рассчитаны посадки с натягом переходная посадка с вероятностью получения натяга 18% при посадке 38 .
В качестве универсального измерительного средства принят микрометр рычажный типа МР (25-50 ГОСТ 6507-90) предел измерения которого 25 – 50 мм цена деления 0002 мм погрешность измерения =4 мкм.
Допуски и посадки: Справочник в 2-х томах. В.Д. Мягков М.А. Палей – 6-е издание переработанное и дополненное Л.: Машиностроение; 1982г.
Методическое указание по выполнению курсовой работы по курсу: «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения» В.А. Плаксин КубГТУ – Краснодар 2003г.
Детали машин: Учебник для студентов ВТУЗов. Д.Н. Решетов – 4-е издание переработанное и дополненное М.: «Машиностроение» 1989г.
Расчет посадок с натягом
длина сопряжения(мм) 4.40000000000000Е+0001
Номинальный диаметр(мм)4.50000000000000Е+0001
диаметр втулки(мм)0.00000000000000Е-0000
диаметр вала(мм) 5.50000000000000Е-0002
Модуль упругости втулки(Паскаль) 2 .00000000000000Е+0005
Модуль упругости вала(Паскаль) 2.00000000000000Е+0005
Высота неровностей поверхности отверстия(мкм) 7.04600000000000Е+0000
Высота неровностей поверхности вала(мкм) 5.54600000000000Е+0000
Предел текучести материала втулки (Паскаль) 3.53000000000000Е+0008
Предел текучести материала вала (Паскаль) 3.53000000000000Е+0008
Коэффициент Пуассона для втулки 3.00000000000000Е-0001
Коэффициент Пуассона для вала 3.00000000000000Е-0001
Коэффициент трения 1 2.00000000000000Е-0001
Крутящий момент(Н*м) 1.90000000000000Е+0002
Осевая сила(Н) 0.00000000000000Е+0000
Оптимальная посадка P8p6
Эксплуатационный запас прочности
значительно больше технического
Сэкспл.=09991272383498642
Стехн.000872761650135819
Номинальный диаметр(мм)5.50000000000000Е+0001
диаметр втулки(мм)4.50000000000000Е-0000
диаметр вала(мм) 7.50000000000000Е-0002
Осевая сила(Н) 0.00000000000000Е+0000
Fmin=255832074473297
Fmax=171027784615385
Оптимальная посадка M7x6
Сэкспл.=0999711911066433
Стехн.=0000288088933566957
4. Реферат Линник.doc
Курсовая работа содержит 47с. 17 рис. 1 табл. 3 источника 2 приложения графическая часть – 1 лист формата А1 и 1 лист формата А3.ДОПУСК НАТЯГ ЗАЗОР ПОСАДКА РАЗМЕРНАЯ ЦЕПЬ ЗВЕНО ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО ПОДШИПНИК КАЧЕНИЯ ВАЛ РЕЗЬБОВОЕ ШПОНОЧНОЕ ШЛИЦЕВОЕ СОЕДИНЕНИЕ ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА СРЕДСТВА ИЗМЕРЕНИЯ.
В данной курсовой работе приведены расчеты для раздаточной коробки передач автомобиля Урал 375 основных посадок резьбовых соединений шпоночных и шлицевых соединений переходных посадок.
Составлена и рассчитана размерная цепь для ведущего вала коробки передач методами максимума и минимума и теоретико-вероятностным методом.
5. Содержание Линник.doc
Расчет размерных цепей81Метод максимума и минимума8
2Теоретико - вероятностный метод13
Расчет и выбор посадок с натягом17
Расчет и выбор посадок для подшипников качения25
Выбор посадок для резьбовых соединений33
Выбор посадок для шлицевых и шпоночных соединений36
1Шпоночное соединения36
2Шлицевое соединение D = 38 мм36
Расчет переходных посадок на вероятность получения зазоров
Выбор универсального средства измерения 43
Приложение А1. Расчет размерных цепей на ЭВМ46
Приложение А2. Расчет посадки с натягом на ЭВМ 47
2. ЗаданиеЛинник.doc
ГОУ ВПО Кубанский государственный технологический университетКафедра Динамики и прочности машин
Зав. кафедрой Динамики
на курсовое проектирование
Студенту Линник Татьяне Геннадьевне
факультета Машиностроения и автосервиса
специальности 190603А Сервис транспортных и технологических машин и оборудования
Тема работы Раздаточная коробка автомобиля Урал-375
Содержание задания Расчет допусков и посадок для деталей и узлов раздаточной коробки автомобиля Урал - 375
а) пояснительная записка47 c.
б) графическая часть 1 лист формата А1 и 1 формата А3
Рекомендуемая литература Допуски и посадки: справочник в 2-х томах В.Д. Мягков М.А. Палей – 6-е издание
Срок выполнения:с 9 февраля помай 2010г.
Срок защиты:29 апреля 2010г.
Дата выдачи задания:9 февраля 2010г.
Дата сдачи работы на кафедру:27 апреля 2010г.
Задание принял студент
Вал.cdw
Сборочный чертёж11.cdw
3. График выполнения.doc
График выполнения курсовой работыДинамики и прочности машин
Наименование раздела или этапа курсовой работы
Удельный вес данного раздела или этапа в общем объеме курсовой работы %
для заочной формы обучения
Расчет размерных цепей
Расчет посадок с натягом
Расчет и выбор посадок для подшипников качения
Выбор посадок для резьбовых соединений
Выбор посадки для шпоночного и шлицевого соединений
Расчет переходных посадок
Преподаватель ответственный за дисциплину
Рекомендуемые чертежи
Свободное скачивание на сегодня
Другие проекты
- 20.08.2014
- 18.02.2024