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:
|
|
|
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! |