Расчет точностных параметров изделия и их контроль

 

Южно-Уральский государственный университет

Кафедра «Технология машиностроения»

 

 

Задание

на курсовую работу

 

по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»

 

Ф.И.О. Студента: Иванов С. С.           Группа: ФМ-279

Задание 29                                                         Вариант 4

1.Назначить  посадки для всех сопрягаемых  размеров и обозначить их на  выданном узле. 

2.Рассчитать  посадки для гладких цилиндрических  соединений с натягом для соединения __________________________________________7-13

3.Рассчитать  переходную посадку для соединения______________6-13

4.Рассчитать  калибры для деталей 2,8 гладкого цилиндрического соединения 2-8

5.Назначить  и рассчитать посадки подшипника  качения и построить схемы  расположения полей допусков ________________________________12

       6.Построить схемы расположения  полей допусков шлицевого соединения _________________________________2-3

7.Рассчитать  рабочие калибры для шлицевых  деталей_____________3

          8.Выполнить рабочий чертеж зубчатого  колеса __________________3

          9.Выполнить чертеж детали__________________________________7

10.Разработать  и вычертить схемы контроля  технических требований к детали _______________________________________________________7

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Срок выполнения проекта    16 мая __Дата защиты  16 мая

Руководитель проекта: Выбойщик А. В.           Студент: Иванов С. С.

 

Аннотация

 

Иванов С. С. Расчет точностных параметров изделия и их контроль. – Челябинск: ЮУрГУ, 2013. – 29 с., 8 илл., библиография литературы – 5 наименований, 5 – листа чертежей ф. А4.

 

В курсовой работе проведен расчет посадок для заданных соединений, расчет исполнительных размеров шлицевых соединений. Для вала разработаны схемы контроля технических требований.

В итоге выбраны посадки для всех сопрягаемых размеров узла.

 

 

оглавление

введение…………………………………………………………………5

1 НАЗНАЧЕНИЕ  ПОСАДОК СОПРЯГАЕМЫХ РАЗМЕРОВ УЗЛА….6

2 рАСЧЕТ  И ВЫБОР ПОСАДОК................................................................7

2.1 Расчет и выбор посадки с натягом………………………….......7

2.2 Расчет и выбор переходной посадки……………………….....14

3 РАСЧЕТ КАЛИБРОВ...............................................................................17

3.1 Расчет исполнительных размеров гладкого калибра-скобы...17

3.2 Расчет исполнительных размеров гладкого калибра-пробки.19

          3.3 Расчет  исполнительных размеров комплексного  шлицевого калибра-пробки……………………………………………………………21

                    3.4 Расчет исполнительных размеров  комплексного шлицевого                                                 калибра-кольца…………………………………………………………………...23

           4 РАСЧЕТ ПОСАДКИ ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ.............................26

          заключение…………………………………………………………...29

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК…………………………………....30

приложения

1 Листы  формата А4 – 5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Назначение посадок  сопрягаемых размеров узла

Таблица 1 – Назначение посадок

Соединение	Посадка
2-11	Ø40
1-11	Ø90
2-8	Ø48
1-7	Ø50
7-13	Ø58
13-6	Ø50
2-3	D-8×42×48 ×8
2-10	М36×1.5
4-2	D-8×42×48 ×8

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 2 Расчет и выбор посадок

2.1 Расчет и выбор посадки с  натягом

 

На выданном сборочном узле (в соответствии с рисунком 1.1) необходимо рассчитать и подобрать посадку с натягом, из имеющихся в наборе СДП, для гладкого цилиндрического  сопряжения 7-13  . В таблице 2 собраны все необходимые данные для расчета посадки.

 

 Таблица 2 – Исходные данные

Наименование величины, размерность	Обозначение в формулах	Численная величина
Крутящий момент, Нм	Мкр	200
Осевая сила, Н	Po	0
Диаметр соединения, м	d	0.058
Диаметр отверстия полого вала, м	dı	0.05
Наружный диаметр шестерни, м	d2	0.2
Длина соединения, м	L	0.07
Способ сборки	-	механический
Значение коэффициента трения	f	0.20
Материал вала	-	Бр ОФ 10-1
Материал отверстия	-	Сталь 45
Модуль упругости материала вала, Н/м²	ЕD	2 ∙10¹¹
Модуль упругости материала шестерни, Н/м²	Еd	0.9 ∙10¹¹
Коэффициент Пуассона материала вала	μd	0,33
Коэффициент Пуассона материала шестерни	μD	0.25
Предел текучести материала вала, Па	σTd	20∙107
Предел текучести материала шестерни, Па	σTD	36∙107

 

 

 

 

 

 

 

 

При расчете определяются предельные  величины натягов

Минимальный функциональный натяг определяется из условия прочности сопряжения, при осевом нагружении рассчитывается по формуле:

        Nmin ф = (2Мкр /ПdLf)((CD/ЕD) + (Сd/Еd)),  (1)

где f – коэффициент трения;

                   ED и Ed – модули упругости;

                   CD и Cd – коэффициенты жесткости конструкции.

Коэффициенты жесткости конструкции рассчитываются по следующим формулам:

        CD = ((1+ (d/d2)²)/(1−(d/d2)²))+ μD,  (2)           

                    Cd =((1+(dı/d)²)/(1−(dı/d)²))+μd,   (3)

где μD и μd – коэффициенты Пуассона отверстия и вала соответственно.                               

Рассчитываем числовые значения коэффициентов жесткости конструкции и минимального функционального натяга:

по формуле 2 для отверстия: СD = 1.434

по формуле 3 для вала: Сd = 7.138

Тогда определяем минимальный функциональный натяг по формуле 1             

           Nmin ф = 13.5 мкм

            Максимальный функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности сопрягаемых деталей, рассчитывается по формуле:

Nmax ф = Рдоп d((CD/ЕD) + (Сd/Ed)), (4)

  где Pдоп – наибольшее допускаемое давление на контактной поверхности, при котором отсутствуют пластические деформации,  определяется по формулам:

1)  для отверстия

РD доп ≤ 0.58σTD(1−(d/d2)²), (5)

2) для вала 

Рd доп ≤ 0.58σTd(1−(dı/d)²), (6)

где σTD  и σTd   – предел текучести деталей при растяжении.

 

  

 

  Рассчитываем числовое значение  допускаемого давления на контактную поверхность и максимального функционального натяга с использованием минимального значения допускаемого давления:

             Для отверстия по формуле 5: РD доп = 19∙107 Па

             Для вала по формуле 6: Рd доп = 1.6∙107 Па

           И тогда максимальный функциональный натяг определяется по формуле 4: Nmax ф = 147 мкм

             Из функционального допуска посадки  определяем конструкторский допуск  посадки , по которому устанавливаем квалитеты вала и отверстия:

ТNф = TNк + Tэ , (7)

Тэ - эксплуатационный допуск посадки.

где функциональный допуск посадки:

ТNф = Nmax ф − Nmin ф = 147 – 13.5 = 133.5 мкм, (8)

Конструкторский допуск посадки рассчитывается по следующей формуле:

 TNк = ITD−ITd , (9)

где ITD – табличный допуск отверстия; ITd – табличный допуск вала.

Эксплуатационный допуск посадки посчитаем  по формуле:

 Тэ = ∆э+∆сб, (10)

где ∆э – запас на эксплуатацию; ∆сб – запас на сборку.

Согласно  ГОСТ 25346 – 89 «Основные формы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и отклонений». Найдем допуски для d = 58 мм, IT6 = 19 мкм, IT7 = 30 мкм,  IT8 = 46 мкм.

Возможно несколько вариантов значений TNк и Тэ :

     при TNк = ITD + ITd = IT7 + IT6 = 30 +19 = 49 мкм

        Tэ= ТNф – TNк = 133.5 – 49 = 84.5 мкм, 63%  ТNф

 

 

 

        при TNк = ITD + ITd = IT7 + IT7 = 30 + 30 = 60 мкм

        Tэ= ТNф – TNк = 133.5 – 60 = 73.5 мкм, 55%  ТNф

при TNк = ITD + ITd = IT7 + IT8 = 30 +46 = 76 мкм

        Tэ= ТNф – TNк = 133.5 – 76 = 57.5 мкм, 43%  ТNф

 Учитывая предпочтительность посадок по ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки". Примем для отверстия шестерни допуск – IT8, для вала –  IT7 или IT8 .

Для учета конкретных условий эксплуатации в расчетные предельные натяги необходимо внести поправки.

Поправка U, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей, рассчитывается по формуле:

U = 5(RaD + Rad), (11)

где RaD, Rad – среднее арифметическое отклонение профиля соответственно отверстия и вала.

RaD = 0.05 ∙ IT7 = 0.05 ∙ 30 = 1.5 мкм

Rad = 0.05 ∙ IT8 = 0.05 ∙ 46 = 2.3 мкм

U = 5(1.5 + 2.3) = 19 мкм

Поправка Ut, учитывающая различия рабочей температуры, температуры сборки и коэффициент линейного расширения; рассчитывается по формуле:

Ut = (αD(tpD – t) – αd(tpd – t))d, (12)

где αD, αd – коэффициенты линейного расширения;

tpD, tpd – рабочие температуры деталей;

d – номинальный диаметр соединения.

Ut = 0, так как рабочая температура деталей близка к температуре сборки.

  Поправка Uц, учитывающая деформацию деталей от действия центробежных сил.

Uц = 0, так как скорость вращения сопрягаемых деталей не велика.

 

 

   Функциональные натяги с учетом поправок:

               Nmin ф расч = Nmin ф + U =13.5 + 19 = 32.5 мкм (13)

   Nmax ф расч  = Nmax ф + U = 147 + 19 = 166 мкм (14)

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

Nmax табл  ≤ Nmax ф расч (15)

Nmax ф расч – Nmax табл = ∆сб (16)

 Nmin табл  ≥ Nmin ф расч (17)

 Nmin табл – Nmin ф расч = ∆э (18)

 ∆э ˃ ∆сб (19)

∆сб - запас на сборку, учитывает перекосы при запрессовке и другие неучтенные в формулах условия сборки; чем больше запас на сборку, тем меньше усилие запрессовки, напряжения в материале деталей, приводящее к их разрушению.

 ∆э - запас на эксплуатацию, учитывает возможность повторной запрессовки при ремонте, наличие динамический нагрузок при работе. Чем больше запас на эксплуатацию, тем выше надежность и долговечность прессового соединения.

                  При ручном выборе посадок  проверяем:

1. Посадки с  натягом, рекомендуемые ГОСТ 25347-82 «Единая  система допусков и посадок. Поля  допусков и рекомендуемые посадки». В системе отверстия. Проанализируем  эти посадки (таблица 3):

 

 

 

 

 

 

 

 

 Таблица 3 – Полученные посадки

Посадки	Nmax табл	Nmin табл	∆сб	∆э
	139	75	166-139=27	75-32.5=42.5
	153	75	166-153=13	75-32.5=42.5
	161	97	166-161=5	97-32.5=64.5
	175	97	166-175=-9	97-32.5=64.5

 

Из рассмотренных посадок условиям, указанным выше,  удовлетворяют все посадки (см. таблицу 3).

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2 – Графическое изображение посадки с натягом в системе отверстия

          По ГОСТ 25347-82 удовлетворяет только посадка - Ø50

 

             2.2     Расчет и выбор  переходной посадки

             Для сопряжения 6 – 13 подобрать стандартную переходную посадку.  Переходная посадка обеспечит высокую точность центрирования и легкость сборки.

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

Smax = Fr/KT,  (20)

где Fr - радиальное биение, которое определяется по ГОСТ 1643 –81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски».

 

  KT - коэффициент запаса точности, берется KT = 2...5, он компенсирует погрешности форм и расположения поверхностей шестерни и вала, смятие неровностей, а также износ деталей при повторных сборках и разборках.