Курсовая работа: Размерный анализ сборочной единицы (тихоходного вала редуктора)

💣 👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

ДОНЕЦЬКИЙ НАЦIОНАЛЬНИЙ ТЕХНIЧНИЙ УНИВЕРСИТЕТ
«Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання»
за темою: «Розмірний аналіз складальної одиниці»
Курсова робота містить: 42 сторінки, 23 рисунків, 2 таблиці, 8 посилань, 1 додаток.
Об’єкт роботи: вихідний вал співосного трьоступінчатого редуктору.
Мета роботи: Визначення технічних вимог до складальної одиниці, призначення та обґрунтування посадок для з’єднань, розмірний аналіз складальної одиниці. Побудова та розрахунок розмірного ланцюга, розрахунок граничних розмірів деталей з їх відхиленнями, розрахунок виконавчих розмірів граничних калібрів, та вибір універсальних вимірювальних засобів для контролю розмірів деталей.
Приведено технічний опис складальної одиниці, технічні вимоги до неї; зроблене обґрунтування і вибір посадок гладких циліндричних з'єднань, підшипників кочення, шпонкових, різьбових з’єднань; зроблений розмірний аналіз складальної одиниці; приведене обґрунтування технічних вимог до деталей складальної одиниці; приведені вибір і розрахунок калібрів для контролю гладкого циліндричного з'єднання й обрані універсальні вимірювальні засоби для контролю розмірів валу; обраний комплекс показників і приладів для контролю точності зубчастого колеса.
КАЛІБР, ДОПУСК, ВІДХИЛЕННЯ, ПОСАДКА, НАТЯГ, ЗАЗОР, ТЕХНІЧНІ ВИМОГИ, РОЗМІР, З'ЄДНАННЯ.
Прискорення соціально-економічного розвитку держави передбачає всіляку інтенсифікацію виробництва на основі науково-технічного прогресу. Останнім часом значно збільшився випуск нових видів машин і приладів, що відповідають сучасним вимогам. Це стало можливим не тільки за рахунок удосконалювання їхньої конструкцій і технології виготовлення, але й у результаті широкого використання внутрішньогалузевої і міжгалузевої спеціалізації на основі уніфікації і стандартизації виробів, агрегатів і деталей, застосування методів комплексної і випереджальної стандартизації, упровадження системи керування якістю й атестації продукції, системи технологічної підготовки виробництва.
При проектуванні нових сучасних машин і механізмів конструктор постійно користається стандартами. Застосовуючи сучасні стандарти, розроблювач закладає в технологічну документацію новітні досягнення науки і техніки з метою створення економічних і технічно досконалих конструкцій.
Виконання даної курсової роботи сприяє закріпленню теоретичних знань з дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація і технічні виміри» і практичному опануванню діючих стандартів.
Выходной вал поз. 1 трёхступенчатого соосно-цилиндрического редуктора сборочной единицы (рис. 1) предназначен для передачи крутящего момента от двухвенцового зубчатого блока поз. 2 (который является третьим валом) к зубчатой муфте на хвостовике вала поз. 1. Одновременно с этим на вал установлены роликовые радиальные подшипники поз. 3, 4, которые служат для установки на них двухвенцового блока поз. 5 (который является вторым валом). Передача вращения осуществляется через цилиндрическую прямозубую передачу (двухвенцовый блок поз. 2- зубчатое колесо поз. 6).
Опоры вала — роликоподшипники радиальные двухрядные № 3609, 3615 0-го класса точности нагружены радиальной нагрузкой.
Для фиксации наружных колец подшипников в корпусе редуктора — привертные крышки поз. 7, 8, которые обеспечивают защиту от попадания пыли.
Сборка вала производится в следующей последовательности:
Изначально надевается до упорного буртика стопорное кольцо 9, затем на вал поз. 1 напрессовываются подшипник поз. 10. на подшипник поз. 10 напрессовывается двухвенцовый зубчатый блок поз. 5, затем запрессовывается между зубчатым блоком поз. 5 и валом поз. 2 второй подшипник поз. 11, все это фиксируется стопорными кольцами по краям поз. 9, 12. Затем на вал устанавливается шпонка и напрессовывается зубчатое колесо поз. 6. Для установки внутренних колец опорных подшипников поз. 13, 14 надеваются дистанционные втулки поз. 15, 16, и в завершении на вал напрессовываются опорные роликовые двухрядные подшипники поз. 13, 14. После этого вал устанавливается в редуктор с регулировкой осевой игры с помощью набора прокладок и привертных крышек поз. 7, 8, которые фиксируют наружные кольца опорных подшипников.. На хвостовик вала устанавливается шпонка и надевается зубчатая муфта.
Рисунок 1.1 - Сборочная единица (Тихоходный вал редуктора)
Передаваемый крутящий момент – 1,8 · 10 6
Н · мм.
Частота вращения вала n =66 об/мин.
Параметры зубчатого колеса: m n
= 6 мм; z = 71 ; β = 0 ˚
;
Радиальные нагрузки, действующие на подшипниковые опоры:
Назначаем в зависимости от окружной скорости степень точности зубчатого колеса поз. 6 и вала 1:
где v — окружная скорость передачи, м/с;
d — диаметр делительной окружности, мм;
Определяем величину бокового зазора и назначаем вид сопряжения для шестерня поз. 6. Для этого рассчитываем минимальный необходимый боковой зазор в зубчатом зацеплении:
J n min
≥ ν + a w
(α 1
· Δt 1
– α 2
·Δt 2
)·2 sinα w
,
где ν – боковой зазор для размещения слоя смазки
ν = 0,01· m n
= 0,01·6 = 0,06 мм = 60 мкм;
a w
– межосевое расстояние быстроходной ступени;
Δt 1
, Δt 2
– разность между рабочей температурой материала зубчатого колеса и корпуса и стандартной нормальной температурой соответственно
(Δt 1
= 60º-20º = 40ºС; Δt 2
= 30º - 20º = 10ºС)
α 1
, α 2
– коэффициенты теплового линейного расширения материала зубчатого колеса и корпуса соответственно ( α 1
= 12 · 10 -6
мм / ºС, α 2
= 10 ·10 -6
мм/ºС),
α w
– угол профиля исходного профиля зуба (α w
= 20º ).
J n min
≥ 0,06 + 280 · (12·10 ─6
∙ 40 −10∙10 −6
∙ 10)∙2 sin20˚ = 0,166 мм = 166 мкм
По назначаем вид сопряжения B, который обеспечит минимальный боковой зазор в зацеплении:
Предельное отклонение межосевого расстояния:
В процессе эксплуатации зубчатая передача должна работать плавно, без шума.
Для нормальной работы узла необходимо обеспечить осевую игру – осевое перемещение подшипника из одного крайнего положения в другое. Принимаю осевую игру равной 0,4-0,5 мм.
Согласно рекомендации [8] соединение колесо вал осуществляется по переходной посадке. Переходные посадки обеспечивают лёгкую сборку и демонтаж соединений при высокой точности центрирования. Принимаю поле допуска вала , поле допуска посадочной поверхности колеса . Получим посадку
Рисунок 4.1 - Схема полей допусков посадки колеса на вал
Назначаем посадку глухой крышки поз. 7 подшипникового узла в корпус по рекомендациям [6]: — посадка с зазором — предназначена для подвижных соединений, не требующих точности перемещения, и для неподвижных грубоцентрированных соединений. Проведем анализ посадки.
Æ100H7 ES = +0,035 мм; EI = 0 мм [5];
Æ100d10 es = –0,120 мм; ei = –0,260 мм [5].
Определяем минимальный S min
и максимальный зазор в соединении S max
, мм:
S min
= EI – es = 0 – (–0,120) = 0,120 мм;
S max
= ES – ei = 0,035 – (–0,260) = 0,295 мм.
= S max
– S min
= 0,295 – 0,120 = 0,175 мм.
Рисунок 4.2 - Схема полей допусков соединения
Назначаю посадку сквозной привертной крышки поз. 8 подшипника в корпус по рекомендации:
Эта посадка обеспечивает собираемость соединения и достаточно высокую точность центрирования отверстия крышки относительно выходного конца вала.
отверстия Æ160H7 ES = +0,040 мм; EI = 0 мм [5, с. 76];
вала Æ160 h8 es = 0 мм; ei = - 0,063 мм [5, с.68].
S max
= ES – ei = 0,040 – (–0,063) = 0,103 мм.
T S
= S max
– S min
= 0,103 – 0 = 0,103 мм
Рисунок 4.3 - Схема полей допусков соединения
Назначаю посадку дистанционного кольца поз. 15 на вал по рекомендации [6]. Так как выбор полей допусков отверстия и вала ничем не обусловлен, то назначаю посадку с гарантированным зазором:
Эта посадка обеспечивает беспрепятственную установку дистанционного кольца на вал.
отверстия Æ50F9 EI = 0,030 мм [5, с. 76];
ES = EI + IT9 = 0,030 + 0,062 = 0,092 мм;
ei = es – IT6 = 0 – 0,016 = -0,016 мм [5, с.70].
S min
= EI – es = 0,030 – 0 = 0,030 мм;
S max
= ES – ei = 0,092 – (–0,016) = 0,108 мм.
T S
= S max
– S min
= 0,108 – 0,030 = 0,078 мм
Рисунок 4.4 - Схема полей допусков соединения
Назначаю посадку дистанционного кольца поз. 16 на вал по рекомендации [6]. Так как выбор полей допусков отверстия и вала ничем не обусловлен, то назначаю посадку с гарантированным зазором:
Эта посадка обеспечивает беспрепятственную установку дистанционного кольца на вал. Предельные отклонения:
отверстия Æ80F9 EI = 0,030 мм [5, с. 76];
ES = EI + IT9 = 0,030 + 0,074 = 0,104 мм;
ei = es – IT6 = 0 – 0,019 = -0,019 мм [5, с.70].
S min
= EI – es = 0,030 – 0 = 0,030 мм;
S max
= ES – ei = 0,104 – (–0,019) = 0,123 мм.
T S
= S max
– S min
= 0,123 – 0,030 = 0,093 мм
Рисунок 4.5- Схема полей допусков соединения
В качестве опор тихоходного вала редуктора выбраны: роликовые радиальные сферические двухрядные подшипники 0-го класса точности № 3609 ГОСТ 5721-75, № 3615 ГОСТ 5721-75 (рисунок 7).
Рисунок 4.6 – Подшипник роликовый радиальный сферический двухрядный № 3609, 3615.
Основные геометрические параметры подшипников:
d = 45 мм, D = 100 мм, B = 36 мм, r = 2,5 мм.
d = 75 мм, D = 160 мм, B = 55 мм, r = 3,5 мм.
Предельные отклонения размеров колец подшипников определяем по:
D: Ø 100 – 0,015
; D: Ø 160 – 0,018

Выбор посадок подшипников зависит от их типа и размера, условий эксплуатации, величины и направления действующих на них нагрузок, характера нагружения колец. Внутренне кольцо подшипника нагружено циркуляционно, а наружное местно.
Посадки колец подшипников назначаем по методике, изложенной в работе.
Определяю интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности внутреннего кольца подшипника (0-3609):
где F r
– радиальная нагрузка на подшипник, Н;
b - рабочая ширина кольца подшипника, мм
b = B –2 *r = 36,0 –2*2,5 = 31,0 мм;
k 1
– динамический коэффициент посадки ( при перегрузках до 300%, умеренных толчках и вибрациях принимаю k 1
= 1.8);
k 2
- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга ( при сплошном вале принимаю k 2
= 1);
k 3
– коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения (для подшипников двухрядных, без осевой нагрузки принимаю k 3
=1).
Определяю интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности внутреннего кольца подшипника (0-3615):
k 1
=1,8; k 2
=1; k 3
=1; b = B –2 *r = 55,0 –2*3,5 = 48,0 мм;
По рассчитанной интенсивности радиальной нагрузки назначаю поле допуска для вала: Ø45 k6. В результате получили посадку внутреннего кольца подшипника на вал:
Назначаю поле допуска для отверстия в корпусе редуктора под подшипник: Ø100 K7. В результате получили посадку наружного кольца подшипника (0-3609) в корпус:
Проанализируем назначенные посадки.
Соединение Ø45 - посадка с натягом.
Предельные отклонения внутреннего кольца подшипника Ø45 L0:
Предельные значения натяга в соединении:
N max
= 0,018 – (- 0,012) = 0,030 мм.
Допуск посадки: T N
= 0,030 – 0,002 = 0,028 мм
Рисунок 4.7 - Схема полей допусков соединения
Соединение Ø100 - переходная посадка.
Предельные отклонения внешнего кольца подшипника Ø100 K7:
Предельные отклонения вала Ø100 l0:
Предельные значения натяга и зазора в соединении:
S max
= 0,010 – (- 0,015) = 0,025 мм.
Рисунок 4.8- Схема полей допусков соединения Ø100
По рассчитанной интенсивности радиальной нагрузки назначаю поле допуска для вала: Ø75 n6. В результате получили посадку внутреннего кольца подшипника (0-3615) на вал:
Назначаю поле допуска для отверстия в корпусе редуктора под подшипник: Ø160 Р7. В результате получили посадку наружного кольца подшипника в корпус:
Проанализируем назначенные посадки.
Соединение Ø75 - посадка с натягом.
Предельные отклонения внутреннего кольца подшипника Ø75 L0:
Предельные значения натяга в соединении:
N max
= 0,039 – (- 0,015) = 0,054 мм.
Допуск посадки: T N
= 0,054 – 0,020 = 0,034 мм.
Рисунок 4.9 - Схема полей допусков соединения
Соединение Ø160 - посадка с зазором.
Предельные отклонения внутреннего кольца подшипника Ø160 Р7:
Предельные отклонения вала Ø160 l0:
Предельные значения натяга и зазора в соединении:
S max
= 0,068 – (-0,018) = 0,086 мм;
Рисунок 4.10- Схема полей допусков соединения Ø160
В качестве опор двухвенцового блока поз. 5, выбраны роликовые радиально упорные подшипники поз. 10, 11, 0-го класса точности № 4074110 ГОСТ 4657-82 (рисунок 10). На подшипники действуют нагрузки: поз. 10 – F r3
=1223 Н; поз. – 11 F r2
=334 Н.
Рисунок 4.11 – Подшипник роликовый радиально-упорный № 4074110
Основные геометрические параметры подшипников:
d = 50 мм, D = 80 мм, B = 30 мм, r = 1,5 мм.
Предельные отклонения размеров колец подшипников:
Внутренне кольцо подшипника нагружено циркуляционно, а наружное местно.
Определяю интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности внутреннего кольца подшипника (поз. 10):
k 1
=1,8; k 2
=1; k 3
=1; b = B –2 *r = 30,0 –2*1,5 = 27,0 мм;
Определяю интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности внутреннего кольца подшипника (поз. 11):
k 1
=1,8; k 2
=1; k 3
=1; b = B –2 *r = 30,0 –2*1,5 = 27,0 мм;
По рассчитанной интенсивности радиальной нагрузки назначаю для обоих подшипников поле допуска для вала: Ø50 I S
6. В результате получили посадку внутреннего кольца подшипника на вал:
Назначаю поле допуска для отверстий в двухвенцовом блоке редуктора под подшипник : Ø80 K7. В результате получили посадку наружного кольца подшипника в корпус:
Проанализируем назначенные посадки.
Соединение Ø50 - посадка переходная.
Предельные отклонения внутреннего кольца подшипника Ø50 L0:
Предельные отклонения вала Ø50 I S
6:
Предельные значения натяга и зазора в соединении:
N max
= 0,011 – (-0,012) = 0,023 мм;
S max
= 0,0 – (- 0,011) = 0,011 мм.
Рисунок 4.12 - Схема полей допусков соединения Ø50 .
Соединение Ø80 - посадка переходная.
Предельные отклонения внутреннего кольца подшипника Ø100 K7:
Предельные отклонения вала Ø100 l0:
Предельные значения натяга и зазора в соединении:
S max
= 0,010 – (-0,015) = 0,025 мм.
Рисунок 4.13- Схема полей допусков соединения Ø80 .
Для шпоночных соединений (шпонка b x h х l = 22 х 14 х 85 мм ГОСТ 23360-78, 20 х 12 х 100 мм ГОСТ 23360-78 ) принимаю для крупносерийного производства нормальное соединение.
Предельные отклонения ширины пазов на валах: ;.

Предельные отклонения ширины пазов во втулках: .
Предельные отклонения ширины шпонок:
Посадка шпонки на вал ; - переходная.
Предельные значения зазоров и натягов в соединениях:
S max
= ES – ei = 0,0 – (- 0,052) = 0,052 мм;
N max
= es – EI = 0 – (- 0,052) = 0,052 мм.
T SN
= S max
+ N max
= 0,052 + 0,052 = 0,104 мм.
Посадка шпонки во втулку ; - переходная.
Предельные значения зазоров и натягов в соединениях:
S max
= ES – ei = 0,018 – (- 0,052) = 0,070 мм;
N max
= es – EI = 0 – (- 0,018) = 0,018 мм.
T SN
= S max
+ N max
= 0,070 + 0,018 = 0,088 мм
Рисунок 4.14 – Схемы полей допусков шпоночных соединений (шпонка b x h х l = 22 х 14 х 85 мм ГОСТ 23360-78).
Предельные отклонения ширины пазов на валах: ;.

Предельные отклонения ширины пазов во втулках: .
Предельные отклонения ширины шпонок:
Посадка шпонки на вал ; - переходная.
Предельные значения зазоров и натягов в соединениях:
S max
= ES – ei = 0,0 – (- 0,052) = 0,052 мм;
N max
= es – EI = 0 – (- 0,052) = 0,052 мм.
T SN
= S max
+ N max
= 0,052 + 0,052 = 0,104 мм.
Посадка шпонки во втулку ; - переходная.
Предельные значения зазоров и натягов в соединениях:
S max
= ES – ei = 0,018 – (- 0,052) = 0,070 мм;
N max
= es – EI = 0 – (- 0,018) = 0,018 мм.
T SN
= S max
+ N max
= 0,070 + 0,018 = 0,088 мм
Рисунок 4.15 – Схемы полей допусков шпоночных соединений (шпонка b x h х l = 20 х 12 х 100 мм ГОСТ 23360-78).
Для крепления крышек подшипников к корпусу редуктора применяется резьбовое соединение болтами М10, М12. В данном случае герметичность соединения не требуется, а наличие зазора способствует более равномерному распределению нагрузки между витками резьбы, предотвращает заклинивание, уменьшает трение, компенсирует возможные перекосы резьбы. Исходя из этого назначаю посадку резьбы с зазором
Номинальный диаметр резьбы d (D) = 10 мм. Шаг резьбы р = 1,0 мм. Допуски диаметров резьбы для 6-й степени точности при нормальной длине свинчивания определяем по:
T d 2
= 112 мкм = 0,112 мм; Т D2
= 150 мкм= 0,150 мм;
Т d
= 180 мкм = 0,180 мм; Т D
= не нормируется;
T d1
= не нормируется; Т D1
= 236 мкм = 0,236 мм.
Определяю предельные отклонения резьбы:
d: es = - 0,026 мм; ei = - 0,206 мм;
d 2
: es = - 0,026 мм; ei = -0,138 мм;
d 1
: es = - 0,026 мм; ei = не нормируется;
Определяем средний и внутренний диаметры резьбы по:
d 2
(D 2
) = d – 1 + 0,350 =10 – 1 + 0,350 =8,650 мм;
d 1
(D 1
) = d – 2 + 0,917 = 10 – 2 + 0,917 =8,917 мм.
Определяю предельные размеры наружной резьбы (болта):
d 2 max
= d 2
+ es = 8,650 – 0,026 = 8,624 мм;
d 2 min
= d 2
+ ei = 8,650 – 0,138 = 8,512 мм;
d 1 max
= d 1
+ es = 8,917 – 0,026 = 8,891 мм;
d 1 min
= d 1
+ ei = не нормируется;
d max
= d + es = 10 – 0,026 = 9,974 мм;
d min
= d + ei = 10 – 0,206 = 9,794 мм.
Определяю предельные размеры внутренней резьбы (резьбовое отверстие):
D 2 max
= D 2
+ ES = 8,650 + 0,150 = 8,80 мм;
D 2 min
= D 2
+ EI = 8,650 + 0 = 8,650 мм;
D 1 max
= D 1
+ ES = 8,917 + 0,236 = 9,153 мм;
D 1 min
= D 1
+ EI = 8,917 + 0 = 8,917 мм;
Рисунок 4.16- Схема полей допусков резьбового соединения М10- (средний диаметр)
Размерный анализ сборочной единицы будем производить методом полной взаимозаменяемости. Чтобы обеспечить полную взаимозаменяемость, размерные цепи рассчитывают методом максимума-минимума, при котором допуск замыкающего размера определяют арифметическим сложением допусков составляющих размеров. Метод расчета на максимум-минимум, учитывающий только предельные отклонения звеньев размерной цепи и самые неблагоприятные их сочетания, обеспечивает заданную точность сборки без подгонки (подбора) деталей.
Определим номинальное, наибольшее и наименьшее значения и допуск замыкающего звена А0 (рис. 17).
Рисунок 5.1- Сборочная размерная цепь
В размерную цепь входят 4 стандартных звена – это подшипники (А4, А8, А10, А12).
Для расчета отклонения замыкающего звена назначим допуски звеньев, если поле допуска увеличивающих размеров деталей H10, уменьшающих h9:
Увеличивающие: Н10: A14=3 +0.040
, A1=335 +0.230
, A2=3 +0.040
;
Уменьшающие: H9: A3=12 -0,043
, A5=15 -0,043
, A6=90 -0,0,87
, A7=26 -0,052
, A9=8 -0,036
, A11=21 -0,052
, A13=16 -0,043
.
Стандартные: А4=55 -0,120
, А8=30 -0,120
, А10=30 -0,120
, А12=30 -0,120
.
Допуск замыкающего звена зависит от 4-х стандартных деталей, поэтому размерный анализ сборочной единицы будем производить методом регулирования, при котором предписанная точность исходного (замыкающего) размера достигается преднамеренным изменением (регулированием) величины одного из заранее выбранных составляющих размеров, называемого компенсатором [7, с.169]. Для заданной сборочной единицы (рис. 17) роль компенсирующих размеров выполняют прокладки.
Для нормальной работы подшипников между крышкой и торцом подшипника необходимо обеспечить зазор для компенсации теплового расширения вала. Величину зазора принимаю равной А 0
= 0,3(±0,1) мм. На рисунке 17 представлена размерная цепь с исходным звеном А 0
. Звенья – увеличивающие, - уменьшающие.
Сумма размеров звеньев является компенсатором. Номинальные размеры звеньев цепи, их характеристики, отклонения и допуски приведены в таблице 1.
Таблица 1.- К расчету размерной цепи методом регулирования
Определяем номинальный размер компенсатора:
Распределим номинальный размер k: А 2
= А 4
=1,85 мм.
Определяем величины допусков на изготовление всех деталей и проставим предельные отклонения в тело деталей, то есть по ходу обработки сопрягаемых поверхностей [3, с.44]. Звенья А 4
,А 8
,А 10
,А 12
являются шириной кольца подшипника и допускаемые отклонения его по ГОСТ 520-71 равны: es = 0 мм; ei = -0,12 мм = - 120 мкм.
Сумма допусков составляющих звеньев:
Допуск замыкающего звена: Предельные отклонения компенсатора:
Рассчитываю предельные размеры компенсатора:
Условие выполняется. Таким образом, в комплект входят две постоянные прокладки толщиной 1,35 мм и 1,35 мм и 6 сменных прокладок толщиной 0,14 мм.
6. ОБОСНОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКИХ ТРЕБОВАНИЙ К ДЕТАЛЯМ
Допуск цилиндричности посадочных мест под подшипники качения класса точности 0:
T ф
= 0,3T d
= 0,3 × 0,025 = 0,0075 ≈ 0,008 мм.
Допуск цидиндричности выходного конца вала:
T ф
= 0,3T d
= 0,3 × 0,025 = 0,0075 ≈ 0,008 мм.
Допуски соосности посадочных поверхностей:
для подшипников качения Т = 0,02 мм;
- для зубчатого колеса Т = 0,02 мм.
Допуск перпендикулярности торцов вала для базирования подшипников качения : Т = 0,02 мм.
Допуск параллельности расположения шпоночного паза:
- на входном конце вала Т= 0,5 ∙ 0,032 = 0,016 ≈ 0,02 мм.
Допуск симметричности расположения шпоночного паза:
- на выходном конце вала Т= 2,0 ∙ 0,032 = 0,64 ≈ 0,06 мм.
Допуск цилиндричности посадочного отверстия:
Т = 0,3 ∙ Т D
= 0,3 ∙ 0,025 = 0,0075 мм
Допуск торцового биения зубчатого венца на диаметре делительной окружности:
Допуск радиального биения зубчатого венца: Т = 0,105 мм.
Допуск торцового биения торца ступицы: Т = 0,06мм.
Допуск симметричности и параллельности шпоночного паза ступицы зубчатого колеса принимаю аналогичными принятым в п.6.1.
Для контроля размеров тихоходного вала выбираю универсальные измерительные средства. При выборе измерительных средств учитываю допускаемую погрешность измерения , а также предельную погрешность измерения приборов . При этом должно выполняться условие:
Выбранные измерительные средства приведены в таблице 2.
Таблица 2.- Универсальные измерительные средства
В данной курсовой работе необходимо рассчитать калибр-пробку и калибр-скобу для отверстия и для вала .
Для расчета размеров калибров выберем по [5, с.266…269, табл.1] следующие данные:
– смещение поля допуска калибра внутрь поля допуска детали Z (Z 1
) и a (a 1
);
– допустимый выход размера изношенного калибра за границу поля допуска калибра-пробки Y и калибра-скобы Y 1
;
– допуск на изготовление калибра-пробки H и калибра скобы H 1
;
– допуск на изготовление контркалибра для пробки H p
.
D max
= D + ES = 80 + 0,030 = 80,030 мм;
По для IT7 и интервала размеров 50…80 мм находим данные для расчета калибров Z = 0,004 мм; Y = 0,003 мм; a = 0 мм; H = 0,005 мм. Формулы для расчета размеров калибров по [5, с. 270, табл. 2].
Предельные размеры проходного нового калибра-пробки:
ПР max
= D min
+ Z + H / 2 = 80 + 0,004 + 0,005 / 2 = 80,0065 мм;
ПР min
= D min
+ Z – H / 2 = 80 + 0,004 – 0,005 / 2 = 80,0015 мм.
Исполнительный размер калибра-пробки ПР 80,0065 –0,005
.
Наименьший размер изношенного проходного калибра-пробки:
ПР изн
= D min
– Y = 80 – 0,003 = 79,997 мм.
Когда калибр ПР будет иметь этот размер, его нужно изъять из эксплуатации.
Предельные размеры непроходного нового калибра-пробки:
НЕ max
= D max
+ H / 2 = 80,030 + 0,005 / 2 = 80,0325 мм;
НЕ min
= D max
– H / 2 = 80,030 – 0,005 / 2 = 80,0275 мм.
Исполнительный размер калибра-пробки НЕ 80,0325 –0,005
.
d max
= d + es = 80 + 0,021 = 80,021 мм;
d min
= d + ei = 80 + 0,002 = 80,002 мм.
Подля IT6 и интервала размеров 50…80 мм находим данные для расчета калибров a 1
= 0 мм; Z 1
= 0,004 мм; Y 1
=0,003 мм; Н 1
=0,005 мм; Нр=0,002 мм. Формулы для расчета размеров калибров по [5, с. 270, табл. 2].
Предельные размеры проходного нового калибра-скобы:
ПР max
= d max
– Z 1
+ H 1
/ 2 = 80,021 – 0,004 + 0,005 / 2 = 80,0195 мм;
ПР min
= d max
– Z 1
– H 1
/ 2 = 80,021 – 0,004 – 0,005 / 2 = 80,0145 мм.
Исполнительный размер калибра-скобы ПР 80,145 +0,004
.
Наибольший размер изношенного проходного калибра-скобы:
ПР изн
= d max
+ Y 1
= 80,021 + 0,003 = 80,024 мм.
Когда калибр ПР будет иметь этот размер, его нужно изъять из эксплуатации.
Предельные размеры непроходного нового калибра-скобы:
НЕ max
= d min
+ H 1
/ 2 = 80,002 + 0,005 / 2 = 80,0045 мм;
НЕ min
= d min
– H 1
/ 2 = 80,002 – 0,005 / 2 = 79,9995 мм.
Исполнительный размер калибра-скобы НЕ 79,9995 +0,004
.
Предельные размеры проходного контркалибра:
К–ПР max
= d max
– Z 1
+ H p
/ 2 = 80,021 – 0,004 + 0,002 / 2 = 80,018 мм;
К–ПР min
= d max
– Z 1
– H p
/ 2 = 80,021 – 0,004 – 0,002 / 2 =80,017 мм.
Исполнительный размер контркалибра К–ПР 80,017 –0,0015
.
Предельные размеры контркалибра для контроля износа:
К–И max
= d max
+ Y 1
+ H p
/ 2 = 80,021 + 0,003 + 0,002 / 2 = 80,025 мм;
К–И min
= d max
+ Y 1
– H p
/ 2 = 80,021 + 0,003 – 0,002 / 2 = 80,024 мм.
Исполнительный размер контркалибра К–И 80,024 –0,0015
.
Предельные размеры непроходного контркалибра:
К–НЕ max
= d min
+ H p
/ 2 = 80,002 + 0,002 / 2 = 80,003 мм;
К–НЕ min
= d min
– H p
/ 2 = 80,002 – 0,002 / 2 = 80,001 мм.
Исполнительный размер контркалибра К–НЕ 80,001 –0,0015

Рисунок 7.1- Схемы полей допусков на изготовление калибра-пробки
Рисунок 7.2 - Схемы полей допусков на изготовление калибра-скобы
8 КОНТРОЛЬ ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТОЙ ШЕСТЕРНИ
Контролирую точность цилиндрического косозубого колеса со следующими параметрами:
Боковой зазор в зубчатой передаче определяется как зазор, обеспечивающий свободный проворот зубчатого колеса при неподвижном сопрягаемом зубчатом колесе. С целью обеспечения гарантированного бокового зазора осуществляется дополнительное смещение исходного контура зубонарезного инструмента.
Боковой зазор можно контролировать хордовым зубомером путем измерения толщины зуба по постоянной хорде.
Определяю номинальную толщину зуба по постоянной хорде [2]:
S c
= 1,387· m n
= 1,387·6= 8,322 мм.
h c
= 0,7476 · m n
= 0,7476· 6 = 4,4856 мм.
Наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде
Допуск на толщину зуба по постоянной хорде при F r
= 0,105 мм:
Наибольшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде:
Таким образом, толщина зуба по постоянной хорде, проставляемая в таблице параметров на рабочем чертеже зубчатого колеса равна:
В условиях крупносерийного производства в контрольный комплекс входят:
- контроль колебания измерительного межосевого расстояния за один оборот колеса ;
- контроль колебания длины общей нормали .
Определяю допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за один оборот колеса :
Для контроля колебания измерительного межосевого расстояния применяется межосемер МЦМ-630.
Допуск на колебание длины общей нормали для колес 8 степени точности и грубее не нормируется.
- контроль колебания измерительного межосевого расстояния на одном зубе ;
- контроль отклонения шага зацепления
Определяем допуски на эти величины:
Для контроля параметров и применяется межосемер МЦМ-630.
Для контроля параметра используют шагомер БВ 5043.
Основным показателем полноты контакта зубьев является суммарное пятно контакта. Относительные размеры суммарного пятна контакта:
Контроль показателей полноты контакта осуществляют на контрольно-обкатном станке при зацеплении с образцовым колесом.
Рисунок 8.1 — Схема контроля тангенциальным зубомером: 1, 2 — измерительные губки; 3 — наконечник; 4, 5 — винты; 6 — индикатор; 7 — ролик.
Рисунок 8.2 — Схема контроля хордовым зубомером: 1, 2 — шкала и нониус для установки прибора на размер h C
; 3, 5 — измерительные губки; 4 упор, устанавливаемый на вершину зуба; 6, 7 — нониус и шкала для отсчета толщины S C

Рисунок 8.3 — Схема измерения зубомерным микрометром
Рисунок 8.4 — Схема контроля зубчатого венца биениемером: 1 — зубчатое колесо; 2 — оправка; 3 — наконечник; 4 — измерительный стержень; 5 — планка; 6 — наконечник индикатора; 7 — направляющая втулка.
В ходе выполнения курсовой работы получены практические навыки использования действующих стандартов, закреплены теоретические знания по дисциплине «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения», произведен выбор посадок для различных соединений деталей: шпоночных, цилиндрических и подшипников качения. Проведен анализ сборочной единицы, для которого была построена и рассчитана размерная цепь, выбраны универсальные контрольно-измерительные приборы.
Разработаны технические требования на изготовление детали узла –колесо зубчатое, назначена шероховатость поверхностей деталей. Проведен контроль точности колеса. Рассмотрены параметры, способы и средства контроля зубчатых колес по нормам кинематической точности, плавности работы, бокового зазора, полноты контакта.
Разработаны рабочие чертежи деталей (колесо зубчатое, калибр-пробки и калибр-скобы для гладкого цилиндрического соединения). Разработан чертеж сборочной единицы.
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. шк., 1991. — 432 с.
2. Допуски и посадки: Справочник в 2-х ч. / Под ред. В.Д. Мягкова. — 6-е изд., перераб. и доп. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1983. -Ч. 2.- 448 с.
3. Допуски и посадки: Справочник в 2-х ч. / Под ред. В.Д. Мягкова. — 6-е изд., перераб. и доп. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1982. -Ч. 1.- 543 с.
4. Бейзельман Р.Д., Цыткин Б.В., Перель Л.Я. Подшипники качения. Справочник. Изд. 6-е.- М.: Машиностроение, 1975.- 572 с.
5. Справочник контролера машиностроительного завода. Допуски, посадки, линейные измерения / А.Н. Виноградов, Ю.А. Воробьев, Л.Н. Воронцов и др. Под ред. А.И. Якушева. — 3-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 527 с.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Варламова Л.П. Допуски и посадки. Обоснование выбора. Учеб. Пособие для студентов машиностроительных вузов.- М.: Высшая школа, 1984.- 112 с.
7. Зябрева Н.Н. и др. Пособие к решению задач по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения». Учеб. пособие для вузов.- М.: «Высш. школа», 1977. — 203 с.
8. Методические указания к курсовому проектированию по курсу «Детали машин». Часть 2. «Комплекс технических требований, предъявляемых к изготовлению зубчатых и червячных колес» / Под общей редакцией Алиферова В.П.- Донецк: ДПИ, 1985.- 36 с.

Название: Размерный анализ сборочной единицы (тихоходного вала редуктора)
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 00:37:20 11 сентября 2010 Похожие работы
Просмотров: 2859
Комментариев: 15
Оценило: 3 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Размерный анализ сборочной единицы (тихоходного вала редуктора)
Реферат: Учение Р. Декарта о методе
Доклад по теме Чем чреват град из космоса
Конспекты лекций: Делопроизводство
Реферат: Baseball Essay Research Paper I chose the
Реферат: Эриксоновский гипноз. Скачать бесплатно и без регистрации
Цель Проведения Контрольных Работ
Василий Теркин Пример Для Сочинения
Сочинение На Тему Мой День
Реферат: Арго: история вопроса
Булгаков Собрание Сочинений Fb2
Реферат: Положение женщины по Корану
Курсовая работа по теме Проведение анализа ликвидности ОАО 'У-УАЗ'
Реферат: Триглицериды масел семян некоторых хвойных растений
Реферат На Тему Памятники Культуры Древней Индии
Реферат: Special fields of psychology
Социальное Страхование В России Реферат
Дипломная Работа На Тему Анализ Качества И Конкурентоспособности Продукции
Реферат: Трубопроводный транспорт. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа: Прекращение уголовного дела на стадии предварительного расследования. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат Финансовое Правонарушение Понятие Состав И Виды
Доклад: Глиэр Рейнгольд Морицевич
Реферат: Научная деятельность Бесселя
Реферат: Миросозерцание и профессия