Notice: Undefined variable: title in /home/area7ru/area7.ru/docs/referat.php on line 164
Курсовая: Взаимозаменяемость, стандартиризация и технические измерения - Рефераты по науке и технике - скачать рефераты, доклады, курсовые, дипломные работы, бесплатные электронные книги, энциклопедии

Notice: Undefined variable: reklama2 in /home/area7ru/area7.ru/docs/referat.php on line 312

Главная / Рефераты / Рефераты по науке и технике

Курсовая: Взаимозаменяемость, стандартиризация и технические измерения



Notice: Undefined variable: ref_img in /home/area7ru/area7.ru/docs/referat.php on line 323
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ИНЖЕНЕРНО – ФИЗИЧЕСКИЙ  ИНСТИТУТ
(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)
Отделение  № 2
Курсовой  проект по  курсу:
  ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ,  СТАНДАРТИЗАЦИЯ
и  ТЕХНИЧЕСКИЕ  ИЗМЕРЕНИЯ
Вариант 7
 
Новоуральск
–1995–
ВВЕДЕНИЕ...
1. ПОСАДКА С НАТЯГОМ...
1.1. Содержание задания и исходные данные..
1.2. Определение угловой скорости и крутящего момента на валу...
1.3 Расчет посадок с натягом...
1.4. Схема расположения полей допусков отверстия и вала
2. ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА
2.1. Содержание задания и исходные данные..
2.2. Расчет переходной посадки...
2.3. Схема расположения допусков отверстия и вала...
3. РАСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВОГО СОЕДИНЕНИЯ
3.1. Задание и исходные данные
3.2. Расчет посадок
3.3. Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала..
4. РАСЧЕТ КАЛИБРОВ...
4.1. Задание и исходные данные
4.1. Расчет калибров...
4.2. Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров.
5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
5.1. Задание и исходные данные к расчету..
5.2. Расчет начальных параметров
5.3. Расчет параметров зубчатого зацепления...
6. РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ
6.1. Задание и исходные данные
6.2. Расчет.
6.2.1. Метод полной взаимозаменяемости...
6.2.2. Вероятностный метод...
ЛИТЕРАТУРА
ВВЕДЕНИЕ
  Выполнение данной курсовой работы преследует собой следующие цели:
  – научить студента самостоятельно применять полученное знание по курсу ВСТИ на практике;
  – изучение методов и процесса работы со справочной литературой и информацией ГОСТ;
  – приобретение  необходимых навыков по оформлению курсовых и аналогичных работ.
  Преимуществами курсовой работы по сравнению с другими видами обучения можно назвать практически полную самостоятельноcть студента во время ее выполнения, необходимость использования знаний не только по данному предмету, но и по многим смежным областям. 
 
1. ПОСАДКА С НАТЯГОМ
1.1. Содержание задания и исходные данные.
  По заданному вращающему моменту рассчитать и выбрать посадку с натягом, обеспечивающую как неподвижность соединения, так и прочность сопрягаемых деталей. Изобразить схему расположения полей допусков отверстия и вала.
Таблица 1
 
Число зубьев Материал Модуль переда чи m, мм Угловая скорость V, м/с Переда ваемая мощность Р, КВт
колеса z2 шестер ни z1 колесо шкив
ст 45 чугун 3 2.5 8
50 23 E=1*1011 МПа E=9*1010 МПа
 
1.2. Определение угловой скорости и крутящего момента на валу.
  Расчет производим по алгоритму, приведенному в [1].
,
где  – угловая скорость, c–1;
  m, z1, V взяты из таблицы 1.
=72 с-1.
 ,
где  Р – передаваемая мощность, КВт.
ТКР=8000/72=110 Нм.
1.3 Расчет посадок с натягом.
  Расчет и выбор посадки производится по пособию [1], т1, стр. 360–365.
 
где:   dН– номинальный диаметр сопряжения вала и шестерни; 
  dШ– диаметр шестерни;
  l  – длина сопряжения.
dН=50 мм;
dШ=69 мм;
l=56 мм.
  Определение минимального значения нормального напряжения , Па на поверхности сопряжения, обеспечивающего передачу заданной мощности.
,
где ТКР – крутящий момент, Нм;
  f  – коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или проворачивания – принимаем f= 0.08, т.к. это прессовая посадка;
  l – длина контакта сопрягаемых поверхностей, м.
=6.252×106 Па.
 Определение наименьшего расчетного натяга NMIN, мкм, обеспечивающего [Pmin], мкм:
,
где Е – модуль нормальной упругости материала, Па;
  С1 и С2 – коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:
,
  ,
где m1 и  m2 — коэффициенты Пуассона соответственно для охватываемой и охватывающей деталей; принимаем
m1=m2=0.3;
  d0 — внутренний диаметр вала – в нашем случае равен нулю.
,
.
 мкм.
  Определяем с учетом поправок  величину минимального натяга [NMIN], мкм.
,
где gШ  — поправка, учитывающая смятие неровностей кон-   тактных поверхностей деталей при образовании соединения, мкм.
,
где RaD — среднее арифметическое отклонение профиля отверстия, мкм;
  Rad — среднее арифметическое отклонение профиля вала, мкм.
  Для поверхности деталей в посадках с натягом собираемых под прессом, квалитет 6—7 и dH от 50 до 120 мкм:
RaD=1.6 мкм;
Rad=1.6 мкм.
gШ =5(1.6+1.6)=16 мкм.
[Nmin]=7+16=23 мкм.
  Определение максимально допустимого удельного давления [pmax], МПа, при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.
  В качестве [pmax] берем  наименьшее из двух значений, рассчитываемых по формулам:
,
,
где p1 и p2 – предельное значение удельного давления соответственно для вала и шестерни;
  sm1 и  sm2 — предел текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей, МПа.
  Для Ст 45 sm=350 МПа.
МПа;
 МПа.
Так как p2 < p1, то [pmax]=99 МПа.
  Определим необходимое значение наибольшего расчетного натяга N’max.
,
мкм.
  Определим с учетом поправок к N’max  величину максимального допустимого натяга.
  ,
где gуд — коэффициент увеличения давления у торцов охватывающей детали.
По рис. 1.68 [1], исходя из =1.07, принимаем  gуд=0.89.
[Nmax]=101 0.89+16=105 мкм.
  Выбираем посадку.
dH=50 мм;  Nmin>22 мкм; Nmax£105 мкм.
Æ50 .
  1.4. Схема расположения полей допусков отверстия и вала.
  Схема расположения полей допусков отверстия и вала изображена на рис. 2.

Рис. 2.
2. ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА
  2.1. Содержание задания и исходные данные.
  Для неподвижного разъемного соединения назначить переходную посадку; обосновать ее назначение. Определить вероятность получения соединений с зазором и с натягом. Изобразить схему расположения полей допусков отверстия и вала.
 
  2.2. Расчет переходной посадки
  Руководствуясь пособием [1], назначаем как наиболее удобную исходя из условий сборки скользящую посадку  Æ40 .
  Данная посадка не обеспечивает достаточной прочности и  как следствие конструктивно предусмотрена шпонка. Параметры посадки:
EI=0 мкм – нижнее отклонение отверстия;
ES=25 мкм – верхнее отклонение отверстия;
es=8 мкм – верхнее отклонение вала;
ei=–8 мкм – нижнее отклонение вала.
  Максимальный натяг:
NMAX=es–EI,
NMAX= 8–0=8 мкм.
  Минимальный натяг:
NMIN=ei–ES,
NMIN=–8–25=–33 мкм.
  Далее, вычислим средний натяг:
Nc=(NMAX  + NMIN )/2,
NC= –12.5 мкм.
  Знак минус говорит о посадке с зазором.
  Допуск  отверстия:
TD=ES–EI,
TD=25 мкм.
  Допуск вала:
Тd=es–ei,
Td=16 мкм.
  Определим среднеквадратичное отклонение натяга (зазора).
,
.
  Вычислим предел интегрирования:
,
Z=–12.5/4.946=2.51.
  Пользуясь таблицей 1.1. [1], получим:
Ф(Z)=0.493.
  Рассчитаем вероятность натягов и зазоров:
  PN=0.5–Ф(Z),
PN=0.5–0.493=0.7 %  – т. к. Z<0;
PS=0.5+Ф(Z),
 PS=0.5+0.493= 99,3 %  –  т.к. Z<0.
  Следовательно, при сборке большинство изделий будет с зазором.
2.3. Схема расположения допусков отверстия и вала
3. РАСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВОГО СОЕДИНЕНИЯ
3.1. Задание и исходные данные.
  Рассчитать (назначить) посадки по внутреннему и наружному кольцам подшипника качения. Построить схемы расположения полей допусков колец подшипников качения и соединяемых с ним деталей вала и корпуса. Выполнить эскизы посадочных мест под подшипник вала и корпуса и обозначить на эскизе номинальные размеры, поля допусков, требования к шероховатости, форме и расположения поверхностей.
  Согласно заданию, имеем радиальный сферический двухрядный роликоподшипник номер 3609 ГОСТ 5721–75. Нагружаемость С0=75 КН. Ширина колец b=36, диаметр внутреннего кольца d1=45 мм и внешнего d2=100 мм. Фаска согласно [2] r=2.5 мм. Нагружающие силы FR:
  ,
от шестерни и от шкива примерно одинаковые по модулю и противоположны по направлению. 
2.7 кН.
3.2. Расчет посадок.
  Внутреннее кольцо нагружено циркуляционной нагрузкой интенсивностью РR , кН/м.
,
где k1 – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера посадки – при перегрузке до 150 %   умеренных толчках и вибрациях k1=1;
  k2 – учитывает степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе – k2=1;
  k3 – коэффициент неравномерости распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в   двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки k3=1.
=174 кН.
  По табл. 4.90.1. [1] выбираем поля допуска js6 для внутреннего кольца и К6 для внешнего.
  Обратимся к табл. 4.91., которая рекомендует принять следующие посадки:
  внутреннее циркуляционно нагруженное с нормальным режимом работы 0.07С0<FR<0.15C0 – посадка L6/js6,  которой соответствует: NМАХ=18.5 мкм; SMIN=–8 мкм;
  внешнее, закрепленное в корпусе, местнонагруженное кольцо с режимом работы 0.07C0<FR<0.15C0 – посадка JS7/l6,
 где  NMAX=17 мкм; SMIN=-30 мкм.
  Проверку внутреннего кольца на прочность можно произвести по формуле:
,
где   К – коэффициент, равен 2.8 в нашем случае;
  [sP] – допускаемое напряжение на сжатие, МПа;
   d – диаметр внутреннего кольца, мм.
=155 мкм – условие прочности выполнено.
  Выбираем 6–й класс точности подшипника.
  Допуски соосности посадочных поверхностей вала ÆТВРС и корпуса ÆТКРС и допуск торцевого биения заплечиков в корпусной детали ТКТБ  и валов ТВТБ примем по  табл. 4.94. [1]:
ÆТВРС=21 мкм;  ÆТКРС=42 мкм; ТКТБ=   16 мкм; ТВТБ=30 мкм.
  Шероховатость посадочных поверхностей:
  вала:
Ra=0.63 мкм;
  отверстий корпуса:
Ra=0.63 мкм;
  опорных торцов заплечиков вала и корпуса:
Ra=1.25 мкм.
  3.3. Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала  
  Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала изображены на рис. 5 .
4. РАСЧЕТ КАЛИБРОВ
4.1. Задание и исходные данные.
  Спроектировать гладкие калибры для контроля отверстия и вала одного из сопряжений и контрольные калибры для рабочей скобы. Выполнить эскизы стандартных калибров, указав на них исполнительные размеры рабочих поверхностей.
  Выберем вал d=Æ50 js6 с параметрами:
ei=– 8 мкм; 
es=  8 мкм.
  Отверстие D=Æ50 H7 с параметрами:
ES=25 мкм;
EI=0 мкм.
4.2. Расчет калибров.
  Определяем наибольший и наименьший предельные размеры вала:
dMAX=50.008 мкм;
dMIN=49.992 мкм.
  В табл. 4 гл. 1 [3] для квалитета 6 и интервала размера свыше 35 до 50 мм находим данные для определения размеров необходимых калибров  для вала, мм:
Z1=0.0035;  Y1=0.003; HP=0.0015;  H1=0.004;
  где Z1 – отклонение середины поля допуска на   изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия;
Y1 –  допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия;
    Н1 – допуск на изготовление калибров для вала;
  НР – допуск на изготовление контрольного   калибра для скобы.
  Определение размеров калибров и контркалибров производится по формулам из таблиц 2 и 3 [3].
  Наименьший размер проходного нового калибра–скобы ПР:
ПР=dMAX–Z1–H1/2,
ПР=50.008–0.0035–0.002=50.0025 мм.
  Наименьший размер непроходного калибры–скобы НE:
НЕ=dMIN–H1/2,
НЕ=49.992–0.002=49.99 мм.
  Предельное отклонение +0.004 мм.
  Предельный размер изношенного калибра–скобы ПР:
ПР=dMAX+Y1,
ПР=50.008+0.003=50.011 мм.
  Наибольший размер контркалибра К–ПР равен:
К–ПР=dMAX–Y1+HP/2,
К–ПР=50.008–0.003+0.00075=50.005 мм.
  Наибольший размер контркалибра К–НЕ равен:
К–НЕ =dMIN+HP/2,
К–НЕ=49.992+0.00075=49.993 мм.
  Наибольший размер контркалибра К–И равен:
К–И =dMAX+Y1+HP/2,
К–И=50.008+0.003+0.00075=50.0115 мм.
  Предельное отклонение –0.0015 мм.
  В табл. 4 гл. 1 [3] для квалитета 7 и интервала размера свыше 35 до 50 мм находим данные для определения размеров необходимых калибров  для отверстия, мм:
H=0.004; Z=0.0035; Y=0.003,
где  Н – допуск на изготовление калибров для отверстия;
  Z – отклонение середины поля допуска на изготовление   проходного калибра для отверстия относительно наибольшего предельного размера изделия;
  Y – допустимый выход изношенного проходного калибра   для отверстия за границу поля допуска.
ES=0.0025 мм;
EI=0;
DMAX=50.025 мм;
DMIN=50 мм.
  Наибольший размер проходного нового калибра–пробки
ПР=DMIN+Z+H/2,
ПР=50+0.0035+0.004/2=50.0055 мм.
  Наибольший размер непроходного калибра–пробки:
НЕ=DMAX+H/2,
НЕ=50.025+0.002=50.027 мм.
  Предельное отклонение: –0.004 мм.
  Предельный размер изношенного калибра–пробки:
ПР=DMIN–Y,
ПР=50–0.003=99.997 мм.
4.3. Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров.
  Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров изображены на рис. 6.
5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
5.1. Задание и исходные данные к расчету
  Для заданной пары зубчатых колес установить степени точности по нормам кинематической точности, плавности и контакта; назначить комплекс контролируемых показателей и установить по стандарту числовые значения допусков и предельных отклонений по каждому из контролируемых показателей.
  Рассчитать гарантированный боковой зазор в передаче и подобрать по стандарту вид сопряжения и его числовое значение.
  Выполнить рабочий чертеж одного зубчатого колеса в соответствии с требованиями стандартов.
  Параметры зубчатого зацепления указаны в табл. 1.
5.2. Расчет начальных параметров
  Межосевое расстояние aW рассчитывается по формуле:
аW=(d1+d2)/2,
 где d1   и d2 – диаметры соответственно шестерни и колеса.
d1 =m×z1 ,
d1=69 мм.
d2=m×z2  ,
d2=150 мм.
aW=(69+150)/2=110 мм.
  5.3. Расчет параметров зубчатого зацепления.
  Согласно [1], табл. 5.12 и 5.13 назначаем 8–ю степень точности передачи, так как окружные скорости невысоки, как и  передаваемые мощности. Данная степень точности отмечена как наиболее используемая.
  Назначим комплекс показателей точности, пользуясь материалом табл. 5.6., 5.7., 5.9., 5.10., назначаем:
  допуск на радиальное биение зубчатого венца Fr:
Fr=45 мкм;
  допуск на местную кинематическую погрешность f*i :
f*i=36 мкм;
  допуск на предельные отклонения шага fpt:
fpt=±20 мкм;
  допуск на погрешность профиля ff:
ff=14 мкм.
  Пусть суммарное пятно контакта обладает следующими параметрами:
 ширина зубчатого венца bW составляет по высоте зуба не менее 50 %  и по длине зуба не менее 70 % – тогда справедливо:
  допуск на непараллельность fХ:
fХ=12 мкм;
  допуск на перекос осей fY:
fY=6.3 мкм;
  допуск на направление зуба Fb:
Fb=10 мкм;
  шероховатость зубьев RZ:
RZ=20 мкм.
  Минимальный боковой зазор рассчитывается по алгоритму примера главы 5.3. [1] :
jn min=jn1+jn2,
где jn1 и jn2 – соответственно слагаемые 1 и 2.
  ,
где  а –  межосевое рассстояние, мм;
  aР1 , aР2 – коэффициенты теплового расширения соответственно для зубчатых колес и корпуса, 1/° С;
  t1 , t2 – предельные температуры, для которых рассчитывается боковой зазор соответственно  зубчатых колес и корпуса, ° С; принимаем согласно заданию t1=50, t2=35.
=14 мкм.
  jn2=(10¸30) m,
jn2=45 мкм.
jn min=59 мкм. Cледовательно, пользуясь табл. 5.17., принимаем вид сопряжения С и IV класс отклонения межосевого расстояния. Тогда предельное отклонение межосевого расстояния :
fa=±45 мкм.
  Максимальный возможный боковой зазор определяется по формуле :
  jn max=jn min+0.684 (TH1+TH2+2fa) ,
где  TH1 , TH2– допуск на смещение исходного контура;
  ...

ВНИМАНИЕ!
Текст просматриваемого вами реферата (доклада, курсовой) урезан на треть (33%)!

Чтобы просматривать этот и другие рефераты полностью, авторизуйтесь  на сайте:

Ваш id: Пароль:

РЕГИСТРАЦИЯ НА САЙТЕ
Простая ссылка на эту работу:
Ссылка для размещения на форуме:
HTML-гиперссылка:



Добавлено: 2011.01.21
Просмотров: 1615

Notice: Undefined offset: 1 in /home/area7ru/area7.ru/docs/linkmanager/links.php on line 21

При использовании материалов сайта, активная ссылка на AREA7.RU обязательная!

Notice: Undefined variable: r_script in /home/area7ru/area7.ru/docs/referat.php on line 434