• RU
  • icon На проверке: 31
Меню

Курсовая мсс - Нормирование точности и технические измерения

  • Добавлен: 15.01.2015
  • Размер: 540 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Одной из главных целей конструктора в ходе проектирования и конструирования новых и усовершенствования устаревших изделий, является разработка чертежной документации для чертежей, обеспечивающей необходимую технологичность и высокое качество изделий.

Цель курсовой работы по дисциплине “Нормирование точности и технические измерения”:

1) Приобретение студентом необходимых знаний и навыков для расчета и выбора допусков и посадок типовых соединений деталей машин:

- расчет и выбор посадки с натягом;

- расчет и выбор посадок подшипников качения;

- выбор посадок для гладких цилиндрических соединений методом подобия;

- выбор допусков и посадок шлицевого соединения;

- выбор степеней точности и посадок резьбового соединения;

- выбор и расчет точности зубчатых колес и передач;

2) Определение допусков и предельных отклонений размеров, входящих в размерную цепь

3) Нормирование точности формы и расположения, шероховатости поверхностей узла.

Достоинствами курсовой работы по сравнению с другими видами обучения являются практически полная самостоятельность студента во время её выполнения, необходимость использования знаний из других параллельных областей.

Состав проекта

icon
icon курсовая мсс.docx

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon курсовая мсс.docx

Определение основных элементов гладких цилиндрических соединений
Определение предельных размеров и допусков отверстия и вала
=- = 60030 – 63=0030
=- = 63021 - 63002=0019
Определение величины предельных зазоров или натягов допуск посадки тип посадки.
Тип посадки – переходный так как в сопряжении при различных сочетаниях действительных размеров отверстий и валов имеют место и зазоры и натяги
=-=63030 – 63002= 0028
T (N S) = Smax + Nmax= 0028 + 0021= 0049
Проверка допуска посадки
T (N S) = TD + Td= 0030 + 0019= 0049
Определить квалитеты точности и основные отклонения отверстия и вала систему посадки.
Посадка в системе отверстия EI = 0 (основное отклонение H)
Значение единицы допуска мкм:
Интервал номинальных размеров мм
Квалитеты точности отверстия и вала:
aD = TD i = 30186=16 (7 квалитет)
ad = Td i =19186=10 (6 квалитет)
Обозначение соединения
Номинальный размер мм
Допуск посадки T мм
Условное обозначение
Основное отклонение
буквенное обозначение значение мм
буквенное обозначение
Схема расположения полей допусков деталей заданного соединения.
Эскизы соединения в сборе и отдельных деталей.
Вал 63g6 - шлифование чистовое Ra 15
Отверстие 63H7 - развёртывание чистовое Ra 32
Расчет посадок с натягом.
Расчетным методом выбрать посадку с натягом для конкретных условий эксплуатации соединения с учетом крутящего момента размеров сопрягаемых деталей и физико-механических свойств материалов.
????=????1=????2=03 (коэффициент Пуассона)
Порядок расчета посадок с натягом:
Определить требуемое минимальное удельное давление [] на контактных поверхностях:
f - коэффициент трения.
Определить значение наименьшего расчетного натяга способного передать заданный крутящий момент
где р - давление на поверхности контакта вала и втулки;
d – номинальный диаметр сопрягаемых деталей;
- коэффициенты жесткости учитывающие ослабление натяга при полном вале и тонкостенном корпусе. (коэффициент Ламэ)
Определить минимальный допустимый натяг
По величине [] используя ГОСТ 25347-82 выбрать посадку по критерию:
Проверим выбранную посадку по условию прочности для этого необходимо определить максимальное давление возникающее при максимальном натяге посадки а затем определить напряжения на контактных поверхностях втулки и вала.
Провести проверку на прочность выбранной посадки.
Данная посадка по условию прочности соответствует.
Определение основных элементов соединений при селективной сборке
Величина группового допуска(Тгр) мкм 18
Определить значения предельных отклонений допусков и предельных размеров вала и отверстия
Определить величины предельных зазоров или натягов в соединении
=-=9090 – 8910= 0180
TS = Smax + Smin= 0180 + 0 = 0180
T S = TD + Td= 0090 + 0090= 0180
Определить число групп сортировки
Вычертить схему полей допусков заданного соединения с групповыми допусками для селективной сборки.
Sгрmax=Smax – TD+ TDn=018 – 0090+00905=0072
Sгрmin=Smin+ Td - Tdn=0+0090 - 00905=0072
Составить карту сортировщика.
Номер размерной группы
Расчет и выбор посадок подшипников качения .
Обозначение подшипника: 214;
Радиальная нагрузка: 7500 Н;
Характер нагрузки: динамическая нагрзука;
Вращающаяся деталь: корпус;
Определить конструктивные размеры заданного подшипника качения (ГОСТ 8338-75)
Внутренний диаметр мм – d=70
Наружный диаметрмм – D=125
Ширина кольца мм – b=24
Радиус закругления фаски мм – r=25
Установить вид нагружения колец подшипника.
Внутреннее кольцо – местное неподвижное;
Наружное кольцо – циркуляционное.
Выбрать поля допусков внутреннего и наружного диаметров подшипника
Рассчитать и выбрать поля допусков вала и корпуса сопрягаемых с подшипником качения
Интенсивность нагрузки подсчитывается по формуле:
где R - радиальная реакция опоры Н;
b - рабочая ширина посадочного места м (b = B - 2 r B - ширина подшипника; r - радиус закругления или ширина фаски кольца);
KП - динамический коэффициент посадки зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150% умеренных толчках и вибрации KП = 1; при перегрузке до 300% сильных толчках и вибрации KП = 1.8) ;
F - коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (для сплошного вала или массивного корпуса F = 1);
FА - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками. Для радиальных однорядных подшипников FA = 1.
Задача №5 Выбор посадок для шпоночного соединения
Для шпоночного соединения ( вала = 24мм нормальный вид шпоночного соединения) построим схемы расположения полей допусков рассчитаем предельные размеры зазоры (натяги).
Шпоночное соединение - один из видов соединений вала со втулкой в котором использован дополнительный конструктивный элемент (шпонка) предназначенный для предотвращения их взаимного поворота. Чаще всего шпонка используется для передачи крутящего момента в соединении вала с зубчатым колесом или со шкивом неподвижных по отношению друг к другу.
Размеры сечений шпонок и пазов стандартизованы и выбираются по соответствующим стандартам в зависимости от диаметра вала а вид шпоночного соединения определяется условиями его работы.
Рис.5 Основные размеры соединения c призматической шпонкой где
h- высота шпонки;t1- глубина паза вала;t2- глубина паза втулки;
b- ширина шпонки и пазов втулки;d- диаметр сопряжения;
l- длина шпонки и паза вала
Определяем по ГОСТу 23360 - 78 номинальные размеры деталей шпоночного соединения:
ширина шпонки - b= 7 мм
высота шпонки - h=7 мм
длина шпонки - 1ш =32 мм
глубина паза вала - tl= 4 мм
глубина паза втулки - t2 = 33 мм
Шпонка 7х7х32 ГОСТ 23360 - 78
Выбираем посадки по b для соединений: паз вала - шпонка - 7 паз втулки - шпонка 7Js9h9. Определяем по ГОСТу 2534747-82 предельные отклонения размеров шпоночного соединения и рассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения их допуски предельные зазоры и натяги. Производим расчет по ширине паза вала В1=7N9:
Предельные размеры ширины паза вала:
Производим расчет по ширине шпонки b2=12h9:
Производим расчет по ширине паза втулки В1=7JS9:
Рассчитываем предельные зазоры:
Посадка шпонка-паз вала 7N9h9 –
Nmax=es-EI=0- (-43) =43мкм Smax=ES-ei=0- (-43) =43мкм
Посадка шпонка-паз ступицы 12Js9h9 –
Nmax=es-EI=0- (-21) =21мкм Smax=ES-ei=21- (-43) =64мкм
Строим схему расположения соединений 7N9h9 и 7JS9h9.
Рисунок 6 - схема расположения соединений 12N9h9 и 12JS9h9.
Производим расчет по высоте шпонки h=8h11:
Предельные размеры шпонки по высоте:
Расчет по глубине паза вала:
Предельные размеры паза вала:
Расчет по глубине паза втулки:
Определяем предельные зазоры в посадке:
Производим расчет по длине шпонки l=32h14:
Предельные размеры шпонки по длине:
Производим расчет по длине шпоночного паза в валу L=32H15:
Предельные размеры длины шпоночного паза в валу:
Строим схему расположения полей допусков шпоночного соединения по длине:
Рисунок 7 - схема расположения полей допусков шпоночного соединения по длине.
Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки вала и втулки Ra= 3.2 мкм а несопрягаемых поверхностей - Ra=63 мкм. Выбираем экономические методы окончательной обработки деталей соединения: шпонка - шлифование плоское получистовое; паз вала - фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки - протягивание чистовое.
Эскизы нормального шпоночного соединения его деталей схема расположения полей допусков на размер b приведены дальше. Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный в пределах которого находятся как отклонения ширины паза так и отклонения его расположения. Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами. Контроль элементными калибрами производится до контроля комплексными калибрами.
На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производит с помощью предельных калибров.
Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза (d+ t2) контролируют пробкой со ступенчатым выступом. Глубину паза вала t симметричность расположения паза относительно осевой плоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой а у вала - накладной призмой с контрольным стержнем.
При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерения так и калибры. Из большого числа размеров шпоночного соединения за счет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать универсальные средства измерения а при восстановлении желательно применять предельные калибры.
Задача №6 Выбор посадок для шлицевых соединений
Для шлицевого соединения 8x32x38 (z x d x D) z-число зубьев. подвижное большая (динамическая) твердая (имеющая высокую твердость)
Шлицевое соединение - вид соединения валов со втулками по поверхностям сложного профиля с продольными выступами (шлицами) и впадинами.
Существуют три способа центрирования сопрягаемых прямобочных шлицевых втулки и вала: по наружному диаметруD(рис.26 а); по внутреннему диаметруd(рис.26 б); по боковым сторонам зубьевb (рис.26 в).
Рис.8 Центрирование в прямобочных шлицевых соединениях
При назначении допусков формы и расположения элементов шлицевых соединений можно руководствоваться следующими рекомендациями (рис.9).
) для прямобочных шлицевых соединений:
· допуски параллельности плоскости симметрии зубьев вала и пазов втулки относительно оси центрирующей поверхности не должны превышать на длине 100 мм: 003 мм - в соединениях повышенной точности определяемой допусками размеровbот IТ6 до 005 мм - в соединениях нормальной точности при допусках размеровbот IT9 до IT10. При центрировании по боковым сторонам шлиц выбирают дополнительную базу - ось одной из нецентрирующих поверхностей шлицевого вала (обычно с более жестким допуском);
· допуски радиального биения центрирующих поверхностей шлицев относительно общей оси посадочных поверхностей под подшипники следует назначать по 7-ой степени точности ГОСТ 24643 при допусках центрирующих поверхностей 6.8 квалитетов и по 8-ой степени точности при допусках центрирующих поверхностей 9.10 квалитетов;
Рис.9 Обозначения допусков параллельности и радиального биения элементов наружной шлицевой поверхности:
а - при центрировании по внутреннему диаметру;
б - при центрировании по наружному диаметру;
в - при центрировании по боковым сторонам шлиц.
Рассмотрим прямобочное шлицевое соединение с центрированием по внутреннему диаметру b: b-8x32H11 не менее d1х38H12a11x6F8js7
шлицевого соединения с числом зубьевz= 8внутренним диаметромd =32 мм
наружным диаметромD= 38 мм
шириной зубаb= 6 мм.
По ГОСТ - 1139-80 определяем что данное шлицевое соединение относится к средней серии.
Рассчитаем предельные размеры зазоры (натяги) для сопряжения 6F8js7:
Smax = ES - ei = +6.035- (-5997) =12028мм.
Smin = EI - es = 6013-6007=0.006мм.
Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей
Рис.12 - схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей
Рассчитаем предельные размеры зазоры (натяги) для сопряжения 32H11не менее d1:
Smax = Dmax - dmin = +42.16-(-404)=8256мм.
Рис.10 - схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей
Рассчитаем предельные размеры зазоры (натяги) для сопряжения 38H12a11:
Smax = ES - ei = +0.25- (-0.48) =0.73мм.
Smin = EI - es = 0- (-0.32) =0.32мм.
Рис.11 - схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей
Точность и шероховатость центрирующего размера b предпочтительно:
Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения Поэлементный контроль охватывает диаметры валов отверстий толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении контролируют в условном обозначении контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.
Выбор степеней точности и посадок резьбового соединения.
Для соединения «болт - корпус» выбираем посадку с зазором 7H7g6g посадку выбирали из числа рекомендуемых т.к. корпус выполнен из алюминиевого сплава длина свинчивания увеличенная и равна 15 мм и принимается точный класс точности.
Итоговые данные по выбору посадок.
Обозначение на чертеже
Номинальные размеры пара-метров резьбы мм
Предельные отклонения диаметров резьбы мкм
Выбор степеней точности и вида сопряжения зубчатой передачи.
Выбор степеней точности зубчатого колеса
По степени точности зубчатые колеса и передачи подразделяются в порядке убывания точности на 12 степеней. При выборе степеней точности зубчатого колеса учитывается назначение передачи режим ее работы требования к надежности и долговечности и т.п. Все показатели точности сгруппированы в три нормы: норму кинематической точности норму плавности работы и норму контакта зубьев. Т.к. по условию необходима «бесшумность работы» то мы должны будем выбрать степень точности необходимую для бесшумности работы зубчатой передачи.
В зависимости от окружной скорости выбираем степень кинематической точности равную 6 (высокая) так как (1 табл.5.12 с. 857).
Расчет бокового зазора и выбор вида сопряжения
Гарантированный боковой зазор находится по формуле (1.стр. 873):
где V – толщина слоя смазки между зубьями;
– межосевое расстояние;
и – коэффициенты линейного расширения материала колеса и корпуса;
и – отклонение температур колеса и корпуса от 20°С;
– угол профиля исходного контура (1. стр. 837).
Величина толщины слоя смазки зависит от способа смазывания и окружной скорости колес. Ориентировочно ее можно определить по формуле (1. стр. 873):
где m – модуль зубчатого колеса мм.
Межосевое расстояние определим по формуле (2 с.160):
где d1 и d2 – начальные диаметры шестерни и колеса.
мм; мм (2. стр 160).
где z1 = 56 и - число зубьев шестерни и колеса.
Из условия выбираем вид сопряжения зубьев С (1 табл. 5.16 с. 863) для которого мкм.
Наибольший боковой зазор получаемый между зубьями в передаче не ограничен стандартом. Принимаем вид допуска соответствующий виду сопряжения т.е. виду сопряжения С соответствует вид допуска с (1 табл. 5.23 с. 874).
Наибольший боковой зазор определяется по формуле (1. стр.873):
где TH1 = 95мкм и TH2 = 110мкм – соответственно допуск на смещение контура колес зубчатой передачи (1 табл 5.18 с.866);
fa = 258=116мкм – алгебраическая разность верхнего и нижнего отклонений межосевого расстояния зубчатой передачи (1 табл. 5.16 с.863).
Итоговые данные по выбор и расчёту точности зубчатой передачи
Норма точности и вид сопряжения
Наименование и обозначение контрольного параметра
Числовое значение параметра
Кинематической точности – С
Допуск на радиальное биение зубчатого венца
Допуск на накопленную погрешность шага по зубчатому колесу
Плавности работы – С
Предельные отклонение шага
Допуск на погрешность профиля
Суммарное пятно контакта %
По высоте не менее 40
По длине не менее 50
Допуск на параллельность осей
Допуск на перекос осей
Условное обозначение зубчатой передачи
– 7 – 7 – С ГОСТ 1643
Ширина зубчатых колес b=15 мм.
Числовые значения параметров взяты из (1.табл.5.7 5.8 5.9 5.10 стр.845-852).
Определение допусков и предельных отклонений размеров входящих в размерную цепь.
Расчет размерной цепи методом на максимум-минимум.
)Составляем размерную цепь.
Для этого необходимо на основе анализа взаимосвязи и взаимозависимости между размерами деталей узла установить какие размеры влияют на размер замыкающего (исходного) звена указанного на чертеже узла. Размеры с предельными отклонениями стандартизованных деталей которые входят в размерную цепь (ширина B колец подшипников и высота буртиков крышек подшипников) необходимо установить по соответствующим стандартам.
Определяем какие из составляющих звеньев размерной цепи являются увеличивающими а какие уменьшающими (1. стр. 552).
Увеличивающие звенья – Б7.
Уменьшающие звенья – Б1 Б2 Б4 Б5 Б6 B.
В качестве зависимого звена принимаем Б7.
Составим основное уравнение размерной цепи (1. стр. 559) и определим номинальный размер замыкающего звена Б:
где Б1 Б2 Бm+n – номинальные значения всех звеньев размерной цепи;
2 m+n – коэффициенты характеризующие расположение звеньев по величине и направлению или передаточные отношения.
Номинальный размер замыкающего звена Б определяется по следующей формуле (1. стр. 560):
Определяем среднее число единиц допуска ac составляющих звеньев кроме зависимого звена по формуле (1 с.561):
где ТБ - допуск замыкающего (исходного) звена мкм;
ТВ – допуск ширины кольца подшипника;
к1 – число подшипников размер В которых входит в размерную цепь;
i – значения единиц допуска составляющих звеньев.
Применим способ допусков одного квалитета так как все составляющие цепь размеры могут быть выполнены с допуском одного квалитета. Значения i выбираем из (1 табл.3.3 с.564).
По (1 табл. 1.8 с.43) принимаем 6-й квалитет.
)Назначаем допуски на составляющие звенья по установленному квалитету кроме зависимого звена (1 табл. 1.8 с.43).
ТВ = 200 мкм (стандартизированное изделие).
Допуск зависимого звена определяем по формуле:
где ТБj – допуски составляющих звеньев.
Устанавливаем предельные отклонения размеров составляющих звеньев кроме зависимого звена.
Б7 – охватывающий размер а Б1 В Б3 Б4 Б5 и Б6 – охватываемые. Соответственно предельные отклонения для них назначаются как для основного отверстия и основного вала.
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:
Расчет размерной цепи вероятностным методом.
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.
)Определяем среднее число единиц допуска ac составляющих звеньев по формуле (1 с.561):
По таблице (1 табл. 1.8 с.43) принимаем 11-й квалитет.
)Назначаем допуски на составляющие звенья по установленному квалитету (1 табл. 1.8 с.43)
ТВ = 200 мкм (стандартизованное изделие).
)Определяем предельные отклонения зависимого звена по формуле:;
Данные расчёта размерной цепи.
Замыкающее звено цепи Б
Составляющие звенья цепи Бj с указанием их предельных отклонений
up Наверх