Содержание.
Задание на курсовую работу …………………………………………………………3
Введение………………………………………………………………………………..4
1. Расчет и выбор посадки с натягом………………………………………………..5
2. Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений методом подобия…8
3. Выбор степеней точности и посадок резьбового соединения…………………..9
4. Выбор степеней точности и вида сопряжения зубчатой передачи…………….11
5. Определение допусков и предельных отклонений размеров, входящих в размерную цепь………………………………………………………………………13
6. Назначение посадки шпоночного соединения ………………………….………15
7. Выбор прибора для контроля параметров: Радиальное биение………………15
Литература…………………………………………………………………………….19
Исходные данные.
| Наименование параметров | Вариант 03 | |
| Требование к зубчатой передачи | Точность вращения | |
| Характер нагрузки | Спокойная или с умеренными точками, перегрузка до 150% | |
| Матер. корпуса | АЛ8 | |
| Матер. зуб. кол. | 40Х | |
| t°C корпуса | -25°С | |
| t°C зуб. кол. | -25°С | |
| Посадка с натягом | ||
| материал венца зуб. колеса | 40Х | |
| материал втулки зуб. колеса | Сч15 | |
| диаметр соединения, мм | ||
| длина соединения, мм | 22.5 | |
| вращающий момент, Нм | ||
| шероховатость сопрягаемых поверхн., мкм | 
| |
| 2,5 | |
| Резьба крепежная | ||
| M5x0,8 | ||
| M6x1,5 | ||
| M8x1,5 | ||
| M4x0,8 | ||
| M10x1,5 | ||
| M15x2,5 | ||
| Зубчатое колесо | ||
| m | ||
| z | ||
| i | 1.25 | |
 , м / с
| ||
| Размеры размерной цепи, мм | ||
| A1 | ||
| A2 | ||
| A3 | ||
| A4 | ||
| A5 | ||
| A6 | ||
| A7 |
Введение.
В машиностроении созданы и освоены новые системы современных, надежных и современных машин для комплексной автоматизации производства, что позволяет выпускать продукцию высокого качества с наименьшими затратами труда; увеличивается выпуск автоматических линий, новых видов машин, приборов, аппаратов, отвечающих современным требованиям. Увеличивается доля изделий высшей категории качества в общем объеме их производства.
|
|
Большое значение для развития машиностроения имеет организация производства машин и других изделий на основе взаимозаменяемости, создание и применении надежных средств технических измерений и контроля.
Одной из основных задач конструктора в процессе проектирования новых и усовершенствования устаревших изделий, является подготовка чертежной документации, способствующей обеспечение необходимой технологичности и высокого качества изделий. Повышение эффективности труда и качества выпускаемой продукции связано с выбором необходимой точности изготовления изделий, расчетом размерных цепей, выбором шероховатости поверхностей, а также выбором отклонения от геометрической формы и расположения поверхностей.
Целью курсовой работы по НТТИ является закрепление теоретических знаний, приобретение практических навыков по расчету и выбору посадок типовых соединений, по решению размерных цепей, простановки на чертежах обозначений посадок, предельных отклонений размеров и требований к точности формы и расположения поверхностей.
1. Расчет и выбор посадки с натягом.
Посадки с натягом предназначены для образования неподвижных соединений. Величина натяга 
складывается из деформации сжатия и деформации растяжения контактных поверхностей соответственно вала и отверстия. Упругие силы, возникающие при деформации, создают на поверхности деталей напряжение, препятствующее и взаимному смещению.
|
|
1. Определяем минимальный и максимальный функциональный натяги по формулам:
(3 стр. 224)
(3 стр. 224)
где Т – вращающий момент, 
;
– диаметр и длина соединения, м;
– коэффициенты жесткости конструкции;
– модуль упругости материалов охватывающей детали и вала, 
(1 табл. 1.106 стр.335);
f – коэффициент трения (3 стр. 225);
– наибольшее допустимое давление на поверхности контакта вала и охватывающей детали, при котором отсутствуют пластические деформации, .
Коэффициенты жесткости конструкции определяем по формулам (3 стр. 223):
; 
где 
– наружный диаметр охватывающей детали (зубчатого колеса), м;
;
– внутренний диаметр полого вала (ступицы зубчатого колеса), м;
– коэффициенты Пуассона (1 табл. 106 стр. 335).
; 
.
Наибольшее допустимое давление определяется по формулам (3 стр. 224):
а) для охватывающей детали
;
б) для вала 
,
где 
– предел текучести материалов охватывающей детали и вала.
а) 
;
б) 
Принимаем 
.
Рассчитываем минимальный и максимальный функциональный натяги:
;
.
2. Определяем поправки к найденным значениям
а) uш – смятие неровностей
, (3 стр. 224)
где 
– коэффициенты, учитывающие величину смятия неровностей (3 стр. 225).
, отсюда
.
б) поправка 
учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки и различие коэффициентов линейного расширения материалов вала и отверстия.
(3 стр. 225)
где 
и 
– коэффициенты линейного расширения материала деталей (1 стр. 188 табл. 1.62);
|
|
и 
– рабочие температуры деталей;
t – Температура сборки деталей;
.
в) поправку uц не учитываем (3. стр. 225).
3. Определяем 
и 
c учетом поправок:
При 
и 
поправка берется со знаком «минус»(3. стр. 225).
;
.
4. Находим функциональный допуск посадки:
,
.
5. Распределяется функциональный допуск между эксплуатационным 
и конструктивным 
допусками таким образом, чтобы 
.
;
Принимаем 
.
6. Определяем число единиц допуска а и соответствующий ему квалитет
(3 стр. 15),
где i – число единиц допуска, мкм
(3 стр. 15)
.
.
Выбираем 8-ой квалитет (1 табл. 1.18 стр. 67).
7. Выбираем стандартную посадку по ГОСТ 25347-82, при этом соблюдаем следующие условия:
· 
· 
· 
где
; 
Проверяем посадку в системе отверстия по 8-му квалитету – Н8/x8 (1. стр. 156)
· 
· 
· 
; 
Т.к. все условия выполняются, принимаем посадку Н8/x8
| Данные расчета | Данные по выбору ст. посадки | Параметры стандартной посадки | |||||||||||||
| Поля допусков и предельные отклонения, мкм | Пред. натяги | Запас прочн. | |||||||||||||
|
|
| Отверстие | Вал | |||||||||||
| По-ле доп | Es | Ei | По-ле доп | es | ei | N max | N min | 
| 
| ||||||
|
| ||||||||||||||
| 228,9745 | 49,017 | 179,957 | 89,978 | 89,978 | H8 | x8 | 50,982 | 36,974 |
(Es, Ei, es, ei-1. стр. 79,99)
2. Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений методом подобия.
1. Выбор посадок для соединения «шайба-корпус».
Выбираем посадку H8/h8 – посадка с зазором. Достаточно широко используется для подвижных и неподвижных соединений и относится к числу предпочтительных. Применяется в неподвижном соединении при невысоких требованиях к соостности, для установки на валу деталей, передающих крутящий момент, через шпонки при небольших и спокойных нагрузках, закрепляемые винтовыми зажимами (1. с.300).
2. Выбор посадки для соединения «фланец-корпус».
Выбираем посадку H11/h11 – посадка с зазором. Предназначена для неподвижного и подвижного соединения малой точности, является предпочтительной. Применяется в неподвижных соединениях для центрирующих фланцев корпусов(1. с.301).
3. Выбор посадки для соединения «втулка-фланец».
Выбираем посадку H7/p6 – посадка с натягом. Характеризуется минимальным гарантированным натягом. Применяется в случаях когда крутящие моменты или случайные относительные смещения несущественны(1. с.340).
4. Выбор посадки для соединения «втулка-корпус».
Выбираем посадку H7/m6 – переходная посадка. Обеспечивает преимущественно натяг, вероятность получения зазора относительно мала. Соединение втулки с корпусом без дополнительного крепления. Втулка не испытывает значительной нагрузки(1. с.329)
5. Выбор посадки для соединения «штифт-втулка».
Выбираем посадку H7/n6 – переходная посадка. Наиболее прочная из переходных посадок. Зазор при сборке практически невозможен. Одно из применений– установочные пальцы и контрольные штифты(1. С.325).
6. Выбор посадки для соединения «втулка-венец».
Выбираем посадку H7/k6 - переходная посадка. Наиболее характерный и применяемый тип переходных посадок. Вероятность получения зазоров и натягов примерна одинакова.
7. Выбор посадки для соединения «втулка-фланец».
Выбираем посадку H7/p6 – посадка с натягом. Является предпочтительной для данного типа посадок.
8. Выбор посадки для соединения «вал-втулка».
Выбираем посадку H7/n6 – переходная посадка.
Итоговые данные по выбору допусков посадок гладких
цилиндрических соединений методом подобия.
| Обозначение соеди- нения на сбор. чертеже | Наиме- нование соединения | Выб- ранная посадка | Предельные отклонения и допуски, мкм | Предельные зазоры и натяги, допуски посадок, мкм | ||||||||||
| Отверстие | Вал | |||||||||||||
| Es | Ei | TD | es | ei | Td | 
| 
| 
| 
| 
| 
| |||
| Ø 154H8/h8
| Шайба-корпус | H8/h8 | -63 | |||||||||||
| Ø150 Н11/h11 | Фланец-корпус | H11/h11 | -250 | |||||||||||
| Ø28 Н7/p6 | Втулка-фланец | H7/p6 | ||||||||||||
| Ø6 Н7/m6 | Втулка-корпус | H7/m6 | ||||||||||||
| Ø5 Н7/n6 | Штифт-втулка | H7/n6 | ||||||||||||
| Ø75 Н7/k6 | Втулка-венец | H7/k6 | ||||||||||||
| Ø33 Н7/p6 | Втулка-фланец | H7/p6 | ||||||||||||
| Ø15 Н7/n6 | Вал-втулка | H7/n6 |
3. Выбор степеней точности и посадок резьбового соединения.
Выбор параметров резьбовых соединений.
Тип посадки рассматриваемых соединений определяется характером заданной нагрузки. Если для узла задана спокойная нагрузка, то следует применять посадку с зазором. Эти посадки наиболее распространенные для резьбовых деталей, обеспечивают быструю и легкую свинчиваемость, в том числе при небольшом загрязнении резьбовых деталей или имеющий на рабочих поверхностях антикоррозионные покрытия.
Для соединения «втулка-корпус» следует применить посадку с натягом, предотвращающую самосвинчивание без дополнительных средств крепления при любом характере нагрузки и любых рабочих температурах.
Выбираем посадку с натягом 
(3 стр. 289), так как материал корпуса выполнен из алюминиевого сплава.
Для соединения «шайба-корпус», «болт-корпус» выбираем посадку с зазором 6H/6g (2 стр. 123), посадку выбираем из числа рекомендуемых.
Для соединения «крестовина-втулка» выбираем посадку с натягом 
.
Для соединения «фланец-корпус» выбираем посадку с натягом , так как материал корпуса выполнен из алюминиевого сплава.
Для соединения «упор-корпус» выбираем посадку с зазором 6H/6g, посадку выбираем из числа рекомендуемых.
Для соединения «опора-корпус» выбираем посадку с зазором 6H/6g, посадку выбираем из числа рекомендуемых.
Для соединения «гайка-вал» выбираем посадку с натягом .
Данные берем из 1.с.677,с.691-708, 988.
Итоговые данные по выбору посадок для резьбового соединения.
| Наименование деталей | Обозначение на чертеже | Номинальные размеры пара-метров резьбы, мм | Предельные отклонения диаметров резьбы, мкм | Допуск, мкм | |
| Верхнее Отклонение | Нижнее Отклонение | ||||
| 1.Болт | 
| d (D) = 5
| 
| 
| |
| 2.Болт | 
| d = 6
| 
| 
| |
| 3.Болт | 
| d (D) = 6
| 
| 
| |
| 4.Болт | 
| d (D) = 8
|
|
| |
| 5.Болт | 
| d = 4
| 
| 
| |
| 6.Болт | 
| d = 10
|
|
| |
| 7.Вал | 
| d (D) = 15
| 
| 
|
4. Выбор степеней точности и вида сопряжения зубчатой передачи.
4.1. Выбор степеней точности зубчатого колеса.
При выборе степеней точности зубчатого колеса учитывается назначение передачи, режим ее работы, требования к надежности и долговечности и т.п. Все показатели точности сгруппированы в три нормы: норму кинематической точности, норму плавности работы и норму контакта зубьев. Т.к. по условию необходима «точность вращения», то выдерживаем все стандарты, предъявляемые к кинематической норме точности.
В зависимости от окружной скорости выбираем степень кинематической точности зубчатого колеса 6 (нормальная), т.к. 
(1 стр. 857), т.к. отсутствуют особые требования к зубчатой передаче, то по назначенной степени точности выдерживаем все показатели, входящие во все три нормы точности.
4.2. Расчет бокового зазора и выбор вида сопряжения.
Гарантированный боковой зазор находится по формуле (1.стр. 873):
где V – толщина слоя смазки между зубьями; 
– межосевое расстояние; 
и 
– коэффициенты линейного расширения материала колеса и корпуса; 
и 
– отклонение температур колеса и корпуса от 20°С; 
– угол профиля исходного контура, 
(1 стр. 1000).
Величина толщины слоя смазки зависит от способа смазывания и окружной скорости колес. Ориентировочно ее можно определить по формуле (1 стр. 873):
где m – модуль зубчатого колеса, мм.
(4 П7 таб. 3)
.
, где 
и 
– диаметры зубчатых колес.
,
, отсюда 
.
. Находим
.
Определяем 
Из условия 
выбираем вид сопряжения зубьев С (1 стр. 863) для которого 
.
Наибольший боковой зазор, 
получаемый между зубьями в передаче не ограничен стандартом.
Его можно подсчитать для установленного вида сопряжения с соответствующим ему видом допуска по формуле:
где 
и 
– соответственно допуск на смещение исходного контура колес зубчатой передачи (1 стр. 866);
– алгебраическая разность верхнего и нижнего отклонений межосевого расстояния зубчатой передачи (1 стр. 863).
Так как нам неизвестно 
, то принимаем вид допуска соответствующий виду сопряжения, т.е. виду сопряжения С соответствует вид допуска с (3 стр. 316).
(1 стр. 846)
(1 стр. 849)
|
Норма точности и вид сопряжения
| Степень точности | Наименование и обозначение контрольного параметра | Числовое значение параметра | |||
| Колес | передачи | Таблица ГОСТ | ||||
|
| |||||
| 6—C | Контрольные параметры по кинематической степени точности | допуск на кинематическую погрешность зубчатого колеса  мкм
допуска на накопленную погрешность шага по зубчатому колесу  мкм
| 1643-81 |
Определение допусков и предельных отклонений размеров, входящих в размерную цепь.
5.1. Расчет размерной цепи методом на максимум-минимум.
- Составляем размерную цепь.
2. Принимаем 7-ой квалитет точности.
Назначаем допуски на составляющие звенья по установленному квалитету, кроме замыкающего звена(2 стр. 23).
В качестве замыкающего звена выбираем зазора между зубчатым колесом и подшипником качения.
(3 стр. 252)
Допуск замыкающего звена определяем по формуле:
(3 стр. 253)
- Устанавливаем предельные отклонения составляющих звеньев, кроме замыкающего звена
Размеры 
мм, 
мм, 
, 
, 
, 
, 
отклонения для 
, 
мкм;
, 
мкм,
, 
,
, 
мкм,
, 
,
, 
,
, 
.
- Определяем предельные значения замыкающего размера
- определяем предельные отклонения замыкающего размера
ES(es)= +0,063мм
EI(ei)= -0,063мм
5.2 Расчет размерной цепи вероятностным методом
Исходя из выбранного квалитета(7-ой квалитет), определяем поля допусков линейных размеров (2 стр. 23), кроме замыкающего звена.
Определяем допуск замыкающего звена по формуле:
(3 стр. 260)
Считаем, что рассеяние отклонений подчиняются закону нормального распределения, размахи полностью вписываются в поля допусков, кривые распределения симметричны относительно середины полей допусков. Тогда kj=1.
Определяем предельные отклонения звеньев, кроме зависимого звена (указаны в предыдущем пункте).
Определяем предельные отклонения замыкающего звена
ES(es)= +24,9195мкм
EI(ei)= -24,9195мкм
| Метод расчета | Составляющие звенья цепи  с указанием их предельных отклонений
| Замыкающее
звено 
| ||||||
| 
| 
| 
| 
| 
| 
| ||
| максим.- миним. | 
| 
| 
|
| 
| 
| 
| 
|
| вероятн. метод |
|
|
|
|
|
|
| 
|
6. Выбор шпонки.
| Диаметр вала, мм | Размеры сечения шпонки | Глубина паза, мм | Интервалы длин шпонок, мм | |||
| вала | втулки | |||||
| b | n | 
| 
| от | до | |
| св. 12 до 17 | 2,3 |
Длину шпонки выбираем из ряда (2 стр.211) – 12 мм.
7. Выбор прибора для контроля
Радиального биения.
Контроль биения зубчатого венца осуществляется с помощью биениемеров. Схемы биениемеров представлены на рис. 1.
Измерительный наконечник (1) занимает во впадине между зубьями определенное положение, которое фиксируется индикатором (2).
Измерительный наконечник (1) может отводиться от оси О колеса по радиусу и возвращаться в исходное положение с помощью пружины растяжения (3).
Биение зубчатого венца 
определяется как разность наибольшего и наименьшего показаний индикатора при расположении наконечника во всех впадинах контролируемого колеса.
По форме наконечники подразделяются на тангенциальные (рис. 2,а), выполненные в виде конуса, и шариковые (рис. 2,б).
Рис. 1. Схемы биениемера: