Расчет точностных параметров изделий и их контроль - Производство и технологии контрольная работа

Главная

Производство и технологии
Расчет точностных параметров изделий и их контроль

Назначение посадок сопрягаемых размеров узла, их расчет и выбор с натягом, при переходной посадке, для подшипника качения. Допуски резьбовых соединений и расчет зубчатого колеса. Расчет размерной цепи и контроль технических требований детали вала.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.


Расчет точностных параметров изделий и их контроль
1 НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК СОПРЯГАЕМЫХ РАЗМЕРОВ УЗЛА
2.1 Расчет и выбор посадки с натягом
2.2 Расчет и выбор переходной посадки
2.3 Расчет посадки подшипника качения
6 разработка схем контроля технических требований детали вала
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.
посадка допускает медленное вращение
гарантированный зазор, обеспечивается свободное вращение
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 3-7 . В таблице 2 собраны все необходимые данные для расчета посадки.
Модуль упругости материала отверстия,
Коэффициент Пуассона материала вала
Коэффициент Пуассона материала отверстия
Предел текучести материала вала, Па
Предел текучести материала отверстия, Па
Рисунок 1.1 - Схема гладкого цилиндрического сопряжения для расчета посадки с натягом
При расчете определяются предельные величины натягов в соединении.
Минимальный функциональный натяг определяется из условия прочности сопряжения, при осевом нагружении рассчитывается по формуле:
где - коэффициент трения при запрессовке;
- коэффициенты жесткости конструкции.
Коэффициенты жесткости конструкции рассчитываются по следующим формулам:
где - коэффициенты Пуассона отверстия и вала соответственно.
Рассчитываем числовые значения коэффициентов жесткости конструкции и минимального функционального натяга:
Тогда определяем минимальный функциональный натяг по формуле 1
Максимальный функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности сопрягаемых деталей, рассчитывается по формуле:
где - наибольшее допускаемое давление на контактной поверхности, при котором отсутствуют пластические деформации, определяется по формулам:
где - предел текучести деталей при растяжении.
Рассчитываем числовое значение допускаемого давления на контактную поверхность и максимального функционального натяга с использованием минимального значения допускаемого давления:
И тогда максимальный функциональный натяг определяется по формуле 4:
Из функционального допуска посадки определяем конструкторский допуск посадки , по которому устанавливаем квалитеты вала и отверстия:
где - эксплуатационный допуск посадки.
Конструкторский допуск посадки рассчитывается по следующей формуле:
где - табличный допуск отверстия; - табличный допуск вала.
Эксплуатационный допуск посадки посчитаем по формуле:
где - запас на эксплуатацию; - запас на сборку.
Согласно ГОСТ 25346 - 82 «Основные формы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и отклонений». Найдем допуски для d
Возможно несколько вариантов значений и :
Учитывая предпочтительность посадок по ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки". Примем для отверстия втулки допуск - IT7, для вала - IT6.
Для учета конкретных условий эксплуатации в расчетные предельные натяги необходимо внести поправки.
Поправка U, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей, рассчитывается по формуле:
где , - среднее арифметическое отклонение профиля соответственно отверстия и вала.
Поправка , учитывающая различия рабочей температуры, температуры сборки и коэффициент линейного расширения; рассчитывается по формуле:
где , - коэффициенты линейного расширения;
, так как рабочая температура деталей близка к температуре сборки.
Поправка , учитывающая деформацию деталей от действия центробежных сил.
, так как скорость вращения сопрягаемых деталей не велика.
Функциональные натяги с учетом поправок:
Для обеспечения работоспособности стандартной посадки необходимо выполнить условия (неравенства):
- 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.
- 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):
Из рассмотренных посадок условиям, указанным выше, удовлетворяет посадка 28 (см. таблицу 3).


Рисунок 2 - Графическое изображение посадки с натягом в системе отверстия
2. Посадка с натягом из числа комбинированных (внесистемных).
Проанализируем эти посадки и сведем полученные данные в таблицу 4.
Таблица 4 - Полученные комбинированные посадки
Из рассмотренных посадок условиям 15, 16, 17, 18, 19 удовлетворяет посадки 28, 28, 28, но наиболее предпочтительней является 28, принимаем ее и проставляем на чертеж узла.


Рисунок 3 - Графическое изображение комбинированной посадки
2.2 Расчет и выбор переходной посадки
Для сопряжения 6 - 12 подобрать стандартную переходную посадку. Шестерня m=2, z=32 и точность 7-6-6-А имеет с валом неподвижное разъемное соединение 65 мм с дополнительным креплением при помощи шпонки, поэтому создание большого натяга не требуется. Также переходная посадка обеспечит высокую точность центрирования и легкость сборки.
Точность центрирования определяется величиной , которая в процессе эксплуатации увеличивается:
где - радиальное биение, которое определяется по ГОСТ 1643 -81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски».
Делительный диаметр шестерни можно рассчитать по формуле:
где m - модуль, можно найти по формуле m=h/2.25;
h - высоту зуба замеряем на чертеже.
Затем по ГОСТ 1643 -81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски» для шестерни с до 10 мм и свыше 125 мм до 400 мм по степени точности 7 определяем мм;
- коэффициент запаса точности, берется , он компенсирует погрешности форм и расположения поверхностей шестерни и вала, смятие неровностей, а также износ деталей при повторных сборках и разборках.
Определим предельные значения зазора по формуле 20:
В системе основного отверстия из рекомендуемых стандартных полей допусков составляем посадки, определяем , по которому и подбираем оптимальную посадку так, чтобы был равен или меньше на 20% от .
Такими посадками по ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки» будут:
Для данного соединения наиболее подходит посадка ; посадка обеспечит лучшее центрирование, но трудоемкость сборки увеличится по сравнению с посадкой , так как относительный зазор .
Так как , то надо определить вероятностное предельное значение , и он дожжен быть не меньше или близким к .
Легкость сборки определяется вероятностью получения натягов в посадке. Принимаем, что рассеяния размеров отверстия и вала, а также зазора и натяга подчиняются закону нормального рассеяния и допуск равен величине поля рассеяния :
где - среднеквадратическое отклонение случайного значения параметра от цента группирования. Тогда по формуле 22 выражаем:
Среднеквадратическое отклонение для распределения зазоров и натягов в соединении:
При средних размерах отверстия и вала средний зазор равен:
Определяем вероятность зазоров от 0 до 3,5 мкм, т.е. х=3,5
По справочнику находим значение интегральной функции вероятности . Вероятность получения зазора: (0,592)=0,2190.
Кривая вероятностей натягов и зазоров посадки изображена на рисунке 5.


Рисунок 4 - Кривая вероятность натягов и зазоров посадки
Вероятность получения зазоров в соединении:
Вероятность получения зазоров в соединении:
Предельные значения натягов и зазоров:
2.3 Расчет посадки подшипника качения
Назначим посадку подшипника качения 15. Выбор посадки зависит от вида нагружения колец подшипника. Определим виды нагружения: по условиям работы узла внутреннее кольцо подшипника имеет циркуляционное нагружение, наружное - местное. Присоединительные размеры подшипника заданы в таблице на чертеже узла. Принимаем класс точности подшипника 6 и среднюю серию, по которой в зависимости от диаметров d = 25мм, D = 52мм определяем ширину кольца В = 25мм и r .-1 = 1,5мм.
b - рабочая ширина посадочной поверхности кольца подшипника за вычетом фасок b = B - 2r, мм; b = 15-2*1,5=12мм.
а -- колебательное нагружение наружного кольца, цирку-ляционное нагружение внутреннего кольца; б -- колеба-тельное нагружение внутреннего кольца, циркуляционное нагружение наружного кольца; ~ вращающаяся ради-альная нагрузка, действующая на подшипник
K n - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации Кn = 1);
F- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F=1);
F A - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения в двухрядных подшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии на опоре осевой нагрузки А. При этом F A может иметь значения 1,22. В обычных случаях F A = 1.
Принимаем радиальную реакцию опоры R = 21000Н, по условию задана нагрузка с умеренными толчками и вибрацией и по формуле 23 вычисляем:
По величине P R и диаметру d кольца находим рекомендуемое основное отклонение. Найденным значениям P R и d соответствует основное отклонение вала n , отверстия корпуса - H.
Номер квалитета зависит от класса точности подшипника. В данном случае поле допуска вала в соединении будет n6.
В данном примере основное отклонение Н, для “6” класса IT7, поле допуска отверстия в соединении - Н7.
Для построения расположения полей допусков находим отклонения наружного и внутреннего колец подшипника по ГОСТ 3325 - 85 «Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки». Отклонения вала и отверстия корпуса находим из таблиц ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки». Найденные отклонения наносим на схему.
Рисунок 5. - схема полей допусков подшипника
Рисунок 6. Допуски и технические требования подшипника в системе вала
Рисунок 7. Допуски и технические требования подшипника в системе отверстия.
Построим схему расположения полей допусков для резьбового соединения 7-16 .
Строим схему расположения поля допуска резьбового отверстия. По ГОСТу 8724-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Диаметры и шаги» наружный диаметр D=8 мм; средний диаметр D 2 =7,188 мм; внутренний диаметр D 1 =6,647 мм.
По ГОСТу 16093-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором» предельные отклонения диаметров резьбы:
для наружного, внутреннего и среднего диаметров верхнее отклонение EI=0;
для внутреннего диаметра D 1 нижнее отклонение ES=+265 мкм;
для среднего диаметра D 2 ES=+160 мкм.
Наибольший предельный наружный диаметр
Полученные данные указываем на рисунке 8.
Рисунок 8. Схема расположения допусков внутренней резьбы
Расчет исполнительных размеров для наружной резьбы (болт)
Строим схему расположения поля допуска резьбового вала. По ГОСТ 8724-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Диаметры и шаги. Определяем основные размеры.
Определяем основные размеры резьбы: р=1,25, наружный диаметр d=8, средний диаметр d 2 =7,148, внутренний диаметр d 1 =6,647.
По ГОСТу 16093-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором». Находим предельное отклонение диаметров резьбы. Для наружного диаметра es(d)=-28, ei(d)=-240, для внутреннего диаметра es(d 1 )=-28, для среднего диаметра es(d 2 )=-28,
Рисунок 9. Схема расположения полей допусков наружной резьбы .-3
Поученные данные указываем на рисунке 9.
Для соединения резьбовых деталей по посадке с зазором определим максимальный S max и минимальный S min и изобразим расположение полей допусков наружной и внутренней резьбы.
S max = ES (D 2 ) - ei (d 2 ) = 160+146=306
S min = EI (D 2 ) - es (d 2 ) = 0 - (-28) = 28
Полученные данные указываем на рисунке 10
Рисунок 9. Соединения резьбовых деталей по посадке с зазором
Модуль m назначается в соответствии с действующим стандартом. Находим модуль из формулы:
где h - высота зуба зубчатого колеса (измеряется на чертеже).
Округлим модуль m по ряду стандартных значений: m=2.
Количество зубьев z найдем из формулы:
где диаметр делительной окружности,
Так как то это зубчатое колесо без смещения (x=0) при ?=20? и коэффициенте делительной головки зуба h a =1.
По ГОСТ 1643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски» определяем точность зубчатого колеса, принимаем степень точности 7-6-6-А.
Номинальный размер длины общей нормали определяется по формуле
W m = (1,476(2n+1)+z*0,01387)*m = 27,455мм;
где n = 0,11z+0,5 = 0,11*32+0,5 = 4, число зубьев, захватываемых губками нормалемера (целое число).
По ГОСТ 1643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски». Наименьшее отклонение средней длины общей нормали (первое слагаемое) Е Wms =140, наименьшее отклонение средней длины общей нормали (второе слагаемое) Е Wms =9. Таким образом, Е Wms =140+9=149.
По ГОСТ 1643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски». Допуск на среднюю длину общей нормали Т Wm =90мкм .-5 . Наибольшее отклонение средней длины общей нормали
Допуск на биение окружности вершин зубьев принимается равным 0,1m=0,1*2=0,2. Величина допустимого биения базового торца заготовки определяется по формуле
где ширина зубчатого венца b=20мм. По ГОСТ 1643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски». Допуск на погрешность направления зуба F ? =0,009 мм.
Для норм контакта зубьев определим суммарное пятно контакта: по высоте зуба 50%, по длине - 70%.


ТА ? =?ТАij=0,74+0,16+0,13+0,12= -1,15
ТА ? =?вА ? - ?нА ? =0 - (-1,15) = 1,15
1. Отклонения и допуски форм поверхностей:
- отклонение округлости

- отклонение от профиля продольного сечения
2. Отклонения и допуски расположения:
- радиальное биение

По завершении работы были изучены методики подбора и расчета посадок для различного типа соединений, а также методы и средства контроля заданных точностей. Также был произведен расчет размерных цепей.
1. Анухин В.И. Допуски и посадки. Учебное пособие. 4-е издание - СПб.: Питер, 2008.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х т.: Т.2. - 7-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1992.
3. Белкин И.М. Допуски и посадки: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей технических заведений. - М.: Машиностроение, 1992.
4. Руководство к выполнению курсовой работы по взаимозаменяемости, стандартизации и техническим измерениям. Учебное пособие с применением ЭВМ серии СМ для расчета посадок с натягом / С.Н.Корчак, П.П.Переверзев, Н.Л.Борблик и др. - Челябинск: ЧГТУ, 1990.
5. ГОСТ 1643-81. Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски.
Расчет и выбор посадки с натягом, комбинированной и переходной посадок, посадок подшипников качения. Расчет калибров и резьбового соединения, подбор параметров зубчатого колеса, расчет размерной цепи. Разработка схем контроля, отклонения поверхностей. курсовая работа [1,2 M], добавлен 04.05.2010
Расчет гладких цилиндрических соединений с натягом. Определение и выбор посадок подшипников качения. Схема расположения полей допусков подшипника. Взаимозаменяемость и контроль резьбовых сопряжений и зубчатых передач. Расчет калибров и размерной цепи. контрольная работа [394,5 K], добавлен 09.10.2011
Расчет и выбор посадок с зазором. Вероятность зазора и натяга в переходных посадках. Выбор посадок с натягом, посадок подшипника качения. Расчет исполнительных размеров рабочих калибров. Выбор допусков резьбовых соединений. Расчет размерных цепей. курсовая работа [780,5 K], добавлен 14.04.2014
Теоретический расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений коробки скоростей, подшипников скольжения. Расчет посадок с натягом. Выбор комплексов контроля параметров зубчатого колеса. Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости. курсовая работа [267,2 K], добавлен 23.06.2014
Особенности выбора допуска и посадок для гладких цилиндрических соединений, выбор полей допусков для деталей, сопрягаемых с подшипниками качения. Выбор допусков и посадок шпоночных, шлицевых соединений. Расчет допусков размеров заданной размерной цепи. курсовая работа [735,9 K], добавлен 31.05.2010
Удельное давление между поверхностями сопряжения вала и втулки. Расчет посадки с натягом, размерной цепи. Выбор посадок подшипника качения на вал и в корпус. Элементы шлицевого, шпоночного и резьбового соединения. Допуски на элементы зубчатых передач. контрольная работа [804,6 K], добавлен 11.02.2013
Описание работы узла - опора вала. Расчет и выбор посадки с зазором, переходной посадки, посадки с натягом, калибров и контркалибров. Определение посадок подшипников качения. Расчет шлицевого и резьбового соединения. Параметры точности зубчатого колеса. курсовая работа [182,7 K], добавлен 04.10.2011
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Расчет точностных параметров изделий и их контроль контрольная работа. Производство и технологии.
Реферат: Сутність, види та канали комунікацій
Доклад по теме Сёрен Кьеркегор
Реферат: Основные этапы развития социологической мысли
Реферат: Федеральное казначейство, общие понятия
Земельный Налог Основные Элементы Реферат
Курсовая Работа На Тему Обзор Радиостанций
Реферат: Особенности педагогического стиля общения в работе с детьми младшего школьного возраста
Реферат: Образ немца в русской литературе
Учебное пособие: Методические указания по выполнению и оформлению курсовой работы по паразитологии
Контрольная работа по теме Исполнение наказания. Лишение свободы и арест
Курсовая работа: Внутреннее созерцание. Скачать бесплатно и без регистрации
Любовь Марии Троекуровой И Владимира Дубровского Сочинение
Курсовая работа по теме Исследование способов комплексной защиты информации в АСУ
Лекция по теме Охрана труда (лекции, Украина)
Реферат: 3. Множественное число, отрицание, вопросы 15 > Творительный падеж 17
Отчет по практике по теме Русская смута (1917-1920гг.)
Курсовая работа: Характеристика и оценка качества корпоративного управления в ОАО "Газпром-Нефть"
Реферат по теме Профилактическая антинаркотическая работа в образовательных учреждениях среднего и высшего профессионального образования
Математика Самостоятельные И Контрольные Работы 1 Класс
Контрольная работа: Некоторые вопросы философии
Внешнеэкономические связи России на современном этапе - Международные отношения и мировая экономика курсовая работа
Экономическая и маркетинговая деятельность ОДО "СинемаКон" - Маркетинг, реклама и торговля курсовая работа
Особенности финансирования инновационной деятельности предприятия на примере СООО "Грандискар" - Менеджмент и трудовые отношения курсовая работа