КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине “Нормирование точности и технические измерения“.

Введение

В машиностроении создаются и осваиваются новые системы современных машин для комплексной автоматизации производства, что позволяет выпускать продукцию высокого качества с наименьшими затратами труда.

Большое значение для развития машиностроения имеет организация производства машин и других изделий на основе взаимозаменяемости, создание и применение надежных средств технического контроля. Повышение точности и практичности этих средств, а также снижение себестоимости их изготовления, несомненно, важный шаг в сторону повышения надежности конструкций.

1. Расчет и нормирование точности зубчатой передачи

Исходные данные

Число зубьев колеса z₁=80

Число зубьев шестерни z₂=45

Модуль: m e =2 мм

Делительный диаметр колеса d₁=160мм

Делительный диаметр шестерни d₂=90мм

Межосевое расстояние R e =107 мм

Ширина зубчатого венца В=19 мм

Окружная скорость v=2,8 м/с

1.1 Выбор степени точности зубчатого колеса

Степень точности зубчатого колеса определяем в зависимости от окружной скорости v . Назначаем степень точности по норме плавности. При v=2,8 м/с степень точности по норме плавности – 8 по таблице методических указаний 13[2]. Пользуясь рекомендациями ГОСТ 1758-81 по комбинированию степеней точности назначаем степень точности по норме кинематической точности – 8 , по полноте контакта – 7.

1.2 Выбор вида сопряжения по боковому зазору

Боковой зазор – зазор между нерабочими профилями зубьев который необходим для размещения смазки , для компенсации погрешностей при изготовлении и сборке. И компенсации изменения размеров зубьев от температурных деформаций.

В решаемой задаче боковой зазор определяется из условия размещения смазки по выражению:

J_{n.min расч}= 0,01 m e J_{n.min расч}=0,01х2=0,02 мм

20мкм < 40мкм = J_{n.min т}

Так как передача относится к тихоходной (v < 3 м/с) , по таблице ГОСТ 1758-81 при J_{n.min расч.}= 0,02мм=20мкм и R e =107 мм вид сопряжения по боковому зазору – С для которого J_{n.min расч.}=20 мкм. Таким образом степень точности зубчатого колеса : 8 – 8 – 7 – С ГОСТ 1758-81.

Выбор показателей, для контроля зубчатого колеса с () проводится согласно рекомендации по таблицам 2,3,5 ГОСТ 1758-81,а по таблицам 6,8,12,и 22 этого же ГОСТа назначаем на них допуски.

Средства для контроля показателей выбираем по таблице [5]. Результаты выбора показателя допуска на них и средств контроля сводим в таблицу 1.

Таблица 1-Показатели и приборы для контроля зубчатого колеса.

Нормы точности	Наименование и условное обозначение контролируемого параметра	Условное обозначение и численное значение допуска,	Наименование и модель прибора
1 Кинематическая	допуск на радиальное биение зубчатого венца	63	Прибор для контроля кинематической погрешности БВ-5061
2 Норма плавности	fptr-отклонение шага	75	Эвольвентомер индивидуально-дисковый с устройством для контроля винтовой линии БВ-1089
3 Норма полноты контакта	Суммарное пятно контакта	По высоте зубьев не менее 15% По длине зубьев не менее 15%	Универсально контрольно обкатный станок
4 Норма бокового зазора	Ecs-наименьшее отклонение средней постоянной хорды зубьев колеса Допуск на среднюю постоянную хорду зуба	32мкм 110мкм	Зубомер хордовый МЗ-75

1.3 Определение параметров зацепления

Se=1.387m=1.387*2=2.774

he=0.747m=1.387*2=1.494

1.4 Определение требований к точности заготовки

Радиальное биение F r =0.1*m=0.1*2=0.2 .

Торцовое биение : Ft=Fтабл· d/100=0.024·160/100=0,0384 мм

d-делительный диаметр

2. Гладкие цилиндрические соединения

2.1 Расчёт и выбор посадок

Исходные данные

Номинальный диаметр соединения d=55мм

Размеры шпонки bxh=16х10

Степень точности по норме кинематической точности – 8

Допуск радиального биения зубчатого венца F_r=63 мкм

При передаче крутящих моментов с помощью шпонок в соединении вала со ступицей применяется одна из переходных посадок. Которая обеспечивает высокую точность центрирования зубчатого колеса на валу и лёгкую сборку и разборку соединения. Хорошее центрирование зубчатого колеса на валу необходимо для обеспечения высокой кинематической точности передачи, ограничения динамических нагрузок и т.д. Известно, наличие зазора в сопряжении, за счёт одностороннего смещения вала в отверстии, вызывает появление радиального биения зубчатого венца колеса, определяющего кинематическую точность.

В этом случае наибольший допустимый зазор, обеспечивающий первое условие , может быть определён по формуле:

S_{max расч.}<=F_r / K_т

где , К_т – коэффициент запаса точности (К_Т=2…5);

F_r – допуск радиального биения зубчатого колеса;

принимаем К_т равным 2;

S_{max расч.}= 45/2=22,5

Лёгкость сборки и разборки соединения определяется наибольшим предельным натягом , величина которого рассчитывается по формуле:

N_{max расч.}= S_{max расч.}× 3-z / 3+z= 22,5 × 3.843 / 2.157=39,9

где , аргумент (z= x / s) отвечающий функции Лапласа

Ф_о(z)=Р_∆-0,5

Р_∆ – вероятность получения зазора в соединении, выбирается в зависимости от преобладания требований к одному из условий предъявляемых к соединению. Р_∆=0,3 для 8 степени точности, z= –0,84 для 8 степени точности.

Ф_о(z)=Р_∆-0,5=-0,2

N_{max расч.}=22,5*=39,9

По расчётным значениям S_{max расч.}=22,5; N_{max расч}=39,9 выбираем стандартную посадку, учитывая условия:

S_{max расч.}≥S_{max таб.}

N_{max расч}≥N_{max таб.}

Такой посадкой может быть: Ø 55 Н7/n6,

для которой N_{max таб.}=39мкм

S_{max таб.}=10мкм

Отверстие Ø 55 Н7(⁺³⁰₀)

Вал Ø 55 n6(⁺³⁹₊₂₀)

При нормальном шпоночном соединении по стандарту для паза втулки предусмотрено поле допуска IS9;

для паза вала – N9;

для шпонки – h9;

посадка в соединении шпонка – паз втулки — IS9/h9;

посадка в соединении шпонка – паз вала — N9/h9;

По таблицам ГОСТ 25347 – 82 определяем предельные отклонения для пазов вала, втулки и шпонки:

b_вт.– 16IS9(_-0,021^+0,021)

b_вала– 16N9(_-0,043⁰)

b_шт.– 16h9(_-0,043⁰)

Определяем допуски параллельности и симметричности шпоночных пазов.

Т_пар.=0,5Тb=0,5· 0,042=0,021мм

Т_сим.=2Тb=2· 0,043=0,086 мм

2.2 Расчёт калибров

Расчёт калибров пробок.

Исходные данные:

Отверстие Æ 55H7(₀^+0,030);

D_max=55+0,030=55,030 мм;

D_min=55 мм;

Калибры для контроля отверстий называются пробками. Калибры изготавливаются комплектом из проходного (ПР) и непроходного (НЕ) калибров. При контроле детали калибрами она назначается годной если проходной калибр проходит, а непроходной не проходит через проверяемую поверхность.

Допуски для изготовления калибров нормируются ГОСТ 24853–81.

Для определения предельных и исполнительных размеров пробок из таблицы указанного стандарта выписываем численные значения параметров H, Z, Y.

H=5мкм – допуск на изготовление калибра

Z=4мкм – координата середины поля допуска проходной пробки

Y=3мкм – координата определяющая границу проходной пробки

Определяем предельные и исполнительные размеры пробок:

ПР_max=D_min+ Z +H/2=55+0.004+0.005/2=55.0065мм

ПР_min=D_min+ Z –H/2=55+0.004 - 0.005/2=55.0015мм

ПР_изм.=D_min– Y=55- 0.003=29.997мм

НЕ_max=D_max+ H/2=55,030+0.005/2=55,0325мм

НЕ_min=D_max– H/2=55,030-0.005/2=55,0275мм

ПР_исп.=ПР_max –H=55.0065-0.005

НЕ_исп.=НЕ_{max –H} = 55,0325_-0.005

Расчёт калибров скоб.

Исходные данные:

Вал Æ 55 n6(₊₂₀⁺³⁹)

d_max=55.039мм

d_min=55.020мм

Калибры для контроля валов назначаются скобами которые также как и пробки имеют проходную и непроходную стороны. Для определения предельных и исполнительных размеров скобы из таблицы ГОСТ 24853–81 , выписываем значения

H₁=3км;

Z₁=4км;

Y₁=3мкм;

H_p=2км;

Определяем предельные и исполнительные размеры калибров-скоб:

ПР_max=d_max - Z1 +H1/2=55,039-0.004+0.003/2=55,0365мм

ПР_min=d_max- Z1 –H1/2=55,039-0.004-0.003/2=55,0335 мм

ПР_изм.=d_max+ Y1=55,039+ 0.003=55,042 мм

НЕ_max=d_min+ H1/2=55,020+0.003/2=55,0215 мм

НЕ_min=d_min– H1/2=55,020-0.003/2=55,0185 мм

ПР_исп.=ПР_min+H=55,0335+0.004 мм

НЕ_исп.=НЕ_min+H = 55,0185+0.004 мм

2.3 Расчёт и выбор посадок подшипника качения

Исходные данные:

подшипник № 7313

D=140 mm , d=65 mm , r =3,5 , B=36 mm

Класс точности подшипника – 5

Радиальная нагрузка F_r=32 kН

Вращается вал, вал сплошной, корпус массивный. Нагрузка умеренная.

Выбор посадок подшипника качения на вал и в корпус.

Вращается вал, внутреннее кольцо подшипника является циркулярно нагруженным. Нагруженное кольцо, соединяющееся с неподвижным корпусом испытывает местное напряжение, следовательно внутреннее кольцо должно соединятся с валом по посадке с натягом , наружное с отверстием в корпусе – по посадке с небольшим зазором. Посадку внутреннего кольца подшипника на вал определяем по интенсивности радиальной нагрузки P_r

где, F_r – радиальная нагрузка на опору, кН;

k₁ – динамический коэффициент посадки, при умеренной нагрузке К₁ =1;

k₂ – коэффициент учитывающий конструкцию вала, при сплошном вале, к₂=1;

k₃ – коэффициент учитывающий тип подшипника, для однорядных не сдвоенных подшипников, k3=1;

В=0,036;

r = 0,0035;

По расчётному значению P_r и номинальному диаметру d устанавливаем поле допуска вала – Ø65 k65

Поле допуска для отверстия в корпусе определяется в зависимости от диаметра, характера нагрузки и конструкции корпуса – Н6.

Квалитеты точности для отверстия и вала устанавливаются в зависимости от класса точности подшипника. Вал обрабатывается по 6 , а отверстие по 7 квалитетам точности.

D_отв.=140Н6( ₀^+0.030);

d_вала=65k5(_+0.002^+0.015).

Предельные отклонения для колец подшипника определяем по ГОСТ 520–89

d_подш.=65l5(-0,009);

D_подш.=140L5(-0,011).

Таким образом, посадка по внутреннему кольцу подшипника Æ65L5/k5.

По наружному Æ140Н6/l5.

Определение требований к посадочным поверхностям вала и отверстий в корпусе.

Требования к посадочным поверхностям вала и отверстия определяются по

ГОСТ 3325–85: шероховатость поверхности – таблица 3; допуски круглости и профиля продольного сечения – таблица 4; допуск торцового биения опорного торца вала – таблица 5.

R_{а вала}=0.63

R_{а отв.}=0.63

R_{а торца вала}=1.25

Т_{кр. вала}=Т_{проф. прод. сеч.}=3,5мкм

Т_{круг. отв.}=Т_{прф. прод. сеч.}=7,5мкм

Т_{торц. биен. вала}=21мкм

3. Расчёт размерной цепи

А6

А_∆ А₁ А₂ А₃ А₄ А₅

А₁ = 10 мм А₃ =34 мм A5=28 мм А∆=1±0,35 мм

А₂ =8 мм А4=113 А₆ =133 мм

P=4.5 t=2.00 λ² =1/9 ξ=±1

Определяем допуск замыкающего звена

ТА_∆ = ЕSА_∆ – ЕJА_∆ =0,70 мм

Определяем координату середины поля допуска замыкающего звена

ЕсА_∆ = (ЕSА_∆ + ЕJА_∆ )/ 2 =( 0,35 – 0,35) / 2 = 0

А6-увеличивающее звено

А₁ , А₂ , А₃ , А₄ , А₅ –уменьшающие звенья

Определяем средний допуск составляющих звеньев:

ТАср===0,429

По ГОСТ 25346 - 82 назначаем допуски на звенья :

ТА₁ = 0,36 мм

ТА₂ = 0,36 мм

ТА₃ = 0,35 мм

ТА₄ = 0,39 мм

ТА₅ = 0,52 мм

ТА₆ = 0,46 мм

Проверка правильности расчетов:

=0,7 мм

Назначаем отклонения на составляющие звенья размерной цепи:

А₁ = 10 _{- 0,36} мм А₃ = 34 _{- 0,35} мм A₅=28_-0,52 мм

А₂ = 8_{- 0,36} мм А₄ = 113_{- 0,39} мм A₆=200_-0,46 мм

Определяем координаты середины полей допусков, кроме ЕсА₆

ЕсА₁ = – 0,18 мм ЕсА₅ = – 0,23 мм

ЕсА₂ = – 0,18 мм

EcA₃ = – 0,175 мм

ЕсА₄ = – 0,195 мм

Определяем координату середины поля допуска звена А6

ECA∆ =- ЕсА₁ -EсА₂ -EcA₃ -ЕсА₄ -ЕсА₅ +ЕсА₆

ЕсА₆ = 0-(0,18+0,18+0,26+0,195+0,175)=-0,99мм

Определяем верхнее и нижнее отклонение звена А₆

ЕSА₆ = ЕсА₆ + ТА₆ / 2 = -0,99 + 0,46 / 2 = -0,76 мм

ЕIА₆ = ЕсА₆ – TА₆ / 2 = -0,99 - 0,46/ 2 = -1,22 мм

А₆ = 200

Проверка правильности расчетов:

ESA∆= ЕсА₆ - ЕсА₁ - EсА₂ - EcA₃ - ЕсА₄ - Ес₅ –

ЕсА₁++t= -

.99+0.18+0.18+0.175+0.195+0.23+2·

=0.35

EIA∆= ЕсА₆ - ЕсА₁ - EсА₂ - EcA₃ - ЕсА₄ - Ес₅ – ЕсА₁+

+t= -

0.99+0.18+0.18+0.175+0.195+0.23-

2·=-0.35

Задача верна.

Список использованных источников

1. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учебник для вузов (А.И. Якушев, Л.Н. Воронцов, Н.М. Федоров). — М.: Машиностроение, 1986, — 352с.

2. Допуски и посадки : Справочник в 2 - х ч. ( В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романовский, В.А. Брачинский . — Л.: Машиностроение, 1982. — ч.1,2,448 с.

3. ГОСТ 24853 — 81. Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски.

4. ГОСТ 3335 — 85. Поля допуска и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов.