Анализ качества изделия машиностроения. 2

 Петербургский Государственный Университет Путей Сообщения

 

 

 

 

Кафедра ”Технология  металлов ”

 

 

 

 

 

 

 

Курсовая работа

Анализ качества изделия машиностроения

 

 

Вариант №14

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                             Выполнил: студент гр. ПТМ-411

                                                                 Данилов Г.Н.

 

                                                             Проверил: Иванов И.А.      

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Санкт – Петербург

2011

СОДЕРЖАНИЕ

 

1.Расчет и  выбор посадки с натягом зубчатого колеса на вал……...…….4

2.Расчет и выбор посадок  подшипников качения…………………………...7

3.Выбор основных параметров шпоночного соединения……..…………...10

4.Назначение размеров  вала………………………….………………………..12

5.Анализ линейных  технологических цепей………………………………….13

6.Назначение  полей допусков осевых и диаметральных

  размеров вала…………………………………………………………………..19

7.Выбор измерительных  средств для контроля сопрягаемых

   размеров под посадку с натягом……………………………………………..21

8.Назначение отклонений  формы и расположения   посадочных

   поверхностей вала  под подшипники и зубчатое  колесо………………… 23     

9.Назначение параметров  шероховатости поверхностей вала…………...25

10.Анализ точности резьбового соединения………………………………….26

11.Анализ точности  зубчатого колеса………………………………………….29

12.Рабочий чертеж  вала………………………………………………………….32

13.Рабочий чертеж  зубчатого колеса…………………………………………..33

14. Список литературы……………………………………………………………34

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

   Целью  курсовой работы является в  соответствии с программой курса «Метрология, стандартизация и управление качеством» закрепить основные положения изучаемого курса, привить навыки в пользовании стандартами и справочными материалами.

   Основное  внимание в курсовой работе  уделено оценке технического  уровня типовых соединений деталей машин (гладкие, резьбовые, шпоночные и зубчатые соединения). Рассмотрены вопросы установления требований к отклонениям формы, расположения, шероховатости поверхностей, выбора измерительных приборов, а также назначения отклонений линейных размеров путем решения размерных цепей.

  

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.РАСЧЕТ И  ВЫБОР ПОСАДКИ С НАТЯГОМ ЗУБЧАТОГО  КОЛЕСА НА ВАЛ

 

1.1. Расчет  функциональных натягов

 

   Рассчитать  и выбрать посадку с натягом  для соединения зубчатого колеса  с валом (рис.1.1) при воздействии на него крутящего момента М_кр= 850Нм. Основные данные для расчета приведены в таблице 1.1.

Рис.1.1. Общий вид вала в сборе

 

Т а б л  и ц а 1.1

Название и  размерность параметра вала и  колеса	Вал	Зубчатое колесо
Длина соединения L, мм	L = 140
Диаметр соединения (вала и отверстия ступицы), мм	d = D =100
Диаметр впадин зубчатого колеса, мм		d2 =180
Модуль упругости, Па (Н/м2)	Ed = 2,06 ∙ 1011	ED = 2,06 ∙ 1011
Предел текучести, Па (Н/м2)	σт = 34 ∙ 107	σт = 34 ∙ 107
Коэффициент Пуассона µ	µd = 0,3	µD = 0,3
Шероховатость поверхности, мкм	Rzd = 5	RzD = 6,3

 

   Величина  удельного контактного эксплуатационного  давления определяется при крутящем  моменте:

Па, где

М_кр – крутящий момент, Н∙м;

n = 1,7 – коэффициент запаса прочности;

f = 0,15 – коэффициент трения.

Рассчитываем  коэффициенты в уравнении:

;

, где

d₁ , d₂ - диаметры , мм

µ_d , µ_D – коэффициенты Пуассона для материалов вала и втулки соответственно.

 

  Величину  наименьшего натяга рассчитываем  по формуле:

 

мкм,

Р_э – удельное эксплуатационное давление по поверхности контакта, Па;

D – номинальный диаметр соединения, мм;

Е_D, E_d – модули упругости материалов соответственно вала и втулки.

   Для обеспечения  прочности соединяемых деталей  выполняется расчет по наибольшему  допускаемому давлению, которое  определяется на основе теории  наибольших касательных напряжений:

- для поверхности втулки

,

 Па;

- для поверхности  вала

 

,

 Па,

 

 мкм.

   Находим  поправку к расчетному натягу  на смятие неровностей поверхности  детали U_Rz , остальные поправки можно принять равными нулю.

 

 мкм,

где К = 0,6 – значение поправочного коэффициента.

  

С учетом поправки фактические  величины граничных допустимых значений натягов для выбора посадки будут  равны:

 

 мкм,

 мкм.

 

 

1.2. Выбор  стандартной посадки по наибольшему  натягу

 

   Исходя  из условия, что натяг, обеспечиваемый  стандартной посадкой 

( ГОСТ 25347 –  82), должен быть меньше функционального:

 

,

определяем  наибольшее допустимое значение верхнего отклонения вала:

 

 мкм.

 

   Из табл. 3 ГОСТ 25347 – 82 прил. 1 рекомендуемых  посадок в системе отверстия  определяем поле допуска вала. Выбрав отклонения, соответствующие  этим полям допусков по табл. 7 ГОСТ 25347 – 82 и проверив выполнение неравенства, принимаем поле допуска 100s7

(es = +176 мкм, ei = +130 мкм).

   Исходя  из условия:

мкм

определяем верхние отклонения полей допусков основных отверстий по табл. 8 ГОСТ 25347-82, обеспечивающих выполнение неравенства. Принимаем поле допуска 100Н8 (ЕS =+ 54мкм, EI = 0) и посадку 100H8/s7

1.3 Анализ  выбранной посадки с натягом

 

   Выполним анализ выбранной посадки Ø100H8/s7(табл. 1.2.).

Т а б л  и ц а 1.2

Наименование	Отверстие	Вал
Обозначение поля допуска	100H8	100s7
Верхнее отклонение, мкм   Нижнее отклонение, мкм	ES = +54 EI = 0	es = +176 ei = +130
Наибольший  предельный размер, мм   Наименьший  предельный размер, мм	Dmax = D + ES = 100+0.054 = =100.054     Dmin = D + EI = 100+0= 100.000	dmax = d + es = 100+0.176 = =100.176   dmin = d + ei = 100+0.130 = =100.130
Допуск размера, мм	TD = Dmax – Dmin = ES – EI = 0.054	Td = dmax – dmin = es – ei =0.046
Наибольший натяг, мм   Наименьший натяг, мм	Nmax = dmax – Dmin = es – EI = 0,176 Nmin = dmin – Dmax = ei – ES = 0,076
Допуск посадки, мм	TN = TD + Td = Nmax – Nmin  = 0,1

 

 

 

Рис. 1.2. Схема расположения полей допусков посадки 100H8/s7

 

 

 

2. РАСЧЕТ И  ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

 

   Выбрать  посадку внутреннего и наружного  колец радиального однорядного подшипника  212(22 × 60 × 110)6– го класса точности. Вал вращается, корпус редуктора неподвижен. Вид наружного кольца – местный, внутреннего – циркуляционный. Расчетная радиальная реакция опоры R₁ = R₂ = R = 24 кН, перегрузка 150%, осевой нагрузки на опору нет.

   Определим  интенсивность нагрузки на посадочные  поверхности:

 кН/м,

 

R – радиальная реакция опоры;

В – ширина подшипника;

r = 3.5мм – скругление колес подшипника;

к_р = 1,0 – коэффициент динамичности.

Рис. 2.1. Обозначение посадок  подшипника качения и полей допусков сопрягаемых деталей.

 

   По найденному  значению P_R и условиям задачи выбираем поле допуска посадочной поверхности вала, соединяемой с циркуляционно нагруженным кольцом:  P_R = 750кН,

D = 80 мм. Поле допуска вала – к6.

   Поле допуска отверстия  в корпусе под наружное, местно  нагруженное кольцо выбираем в зависимости от перегрузки и типа подшипника. Поле допуска отверстия в корпусе –Н7

   Определяем числовые  значения отклонений для этих  полей допусков вала и отверстия  в корпусе по ГОСТ 25347-82:

  - отклонения вала  Ø80к6:                                   es = +21 мкм;

                                                                                 ei = +2 мкм;

 

  -отклонения отверстия в корпусе Ø170H7:     ES = +30 мкм;

                                                                                EI = 0 мкм;  

     Числовые значения  отклонений для полей допусков  подшипника L5 и l5 (класс точности P6) определяем  по ГОСТ 520-89(СЭВ774):  

 

   -отклонения  отверстия внутреннего кольца  Ø80L5    ES = 0 мкм;

                                                                                               EI = -9 мкм;

 

   -отклонения наружного кольца подшипника Ø170 l5    es = 0 мкм;

                                                                                              ei =  -9 мкм.

   Посадка  внутреннего кольца подшипника на вал – Ø80L5/к6.

   Посадка  наружного кольца в отверстие в корпусе – Ø180H7/l5

 

Т а б л  и ц а 2.1.

Наименование	Отверстие	Вал
Обозначение поля допуска	80L5	80k6
Верхнее отклонение, мкм   Нижнее отклонение, мкм	ES = 0 EI = -9	es = +21 ei = +2
Наибольший  предельный размер, мм   Наименьший  предельный размер, мм	Dmax = D + ES = 80+0 = 80.000     Dmin = D + EI = 80-0.009 = =79,991	dmax = d + es = 80+0.021 = =80.021     dmin = d + ei = 80+0.002 = =80.002
Допуск размера, мм	TD = Dmax – Dmin = ES – EI = 0.009	Td = dmax – dmin = es – ei =0.019
Наибольший натяг, мм   Наименьший натяг, мм	Nmax = dmax – Dmin = es – EI = 0,03 Nmin = dmin – Dmax = ei – ES = 0,002
Допуск посадки, мм	TN = Nmax – Nmin = 0.03-0.002 = 0.028 TD + Td = 0.009+0.019  = 0,028

 

Рис. 2.2. Схема расположения полей допусков посадки 80L5/k6

 

 

Т а б л  и ц а 2.2.

Наименование	Отверстие	Вал
Обозначение поля допуска	170H7	170l5
Верхнее отклонение, мкм   Нижнее отклонение, мкм	ES = +30 EI = 0	es = 0 ei = -9
Наибольший  предельный размер, мм   Наименьший  предельный размер, мм	Dmax = D + ES = 170.03     Dmin = D + EI = 170.000	dmax = d + es = 170.000     dmin = d + ei = 169.991
Допуск размера, мм	TD = Dmax – Dmin = ES – EI = 0.03	Td = dmax – dmin = es – ei =0.009
Наибольший зазор, мм   Наименьший зазор, мм	Smax =  Dmax – dmin = 0.039 Smin =  Dmin – dmax = 0.000
Допуск посадки, мм	TS = Smax –Smin= 0.039-0.000 =0,039 TS = TD + Td = 0.03+0.009 = 0.039

 

 

 

Рис. 2.3. Схема расположения полей допусков посадки 170H7/l5

 

3. ВЫБОР ОСНОВНЫХ  ПАРАМЕТРОВ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

   Подобрать  шпонку для соединения шкива с валом Ø70 мм. Соединение свободное. Длина шпонки l = 125 мм. Назначить посадку шкива на вал.

Рис. 3.1. Обозначение посадок шпоночного соединения на чертеже

   По данным ГОСТ 23360-78 для вала Ø70 находим сечение шпонки b × h = 20 × 12 мм. Допуски на глубину пазов вала t₁ и втулки t₂:

 t₁ = 7.5^+0,2   или d – t₁ = 70 – 7.5 = 62.5_-0,2

 t₂ = 4,9⁰    или d + t₂ = 70 + 4,9 = 74,9^+0,2

   Предельные  отклонения размеров по ширине  паза вала и паза втулки  должны соответствовать полям  допусков ГОСТ 25347-82 при нормальном соединении: на валу H9, во втулке D10.

   Предельные  отклонения на ширину шпонки  устанавливают по h9.

   Сопряжение  шпонки с пазом вала (при свободном соединении) будет осуществляться по посадке 20H9/h9, а с пазом втулки – 20D10/h9.

   Отклонения  на несопрягаемые размеры, которые рекомендует ГОСТ 23360, находим по ГОСТ 25347-82:

на высоту шпонки 12h11_-0,090

на длину  шпонки 125h14_-1.000

на длину  паза вала 125H15 ^+1.600

   Принимаем  посадку шкива на вал 70H9/h9.

   По ГОСТ 25347-82 находим отклонения, соответствующие принятым полям допусков:

для ширины шпонки b_шп = 20h9 es = 0; ei = -52 мкм;

для ширины паза вала В_в = 20H9 ES =+52 мкм; EI =0;

для ширины паза втулки В_вт = 20D10; ES = +149 мкм; EI = +65мкм.

   По найденным  значениям отклонений чертим  схему расположения полей допусков и проводим анализ этих посадок.

Рис. 3.2. Схема расположения полей допусков посадок шпонки с  пазом вала и с пазом втулки

 

 

Т а б л  и ц а 3.1.

Наименование	Вал	Шпонка	Втулка
Обозначение поля допуска	20h9	20H9	20D10
Верхнее отклонение, мкм   Нижнее отклонение, мкм	ES = 0   EI =-52	es = +52   ei = 0	ES = +149   EI =+65
Наибольший  предельный размер, мм   Наименьший  предельный размер, мм	Bmax = B + ES = 20     Bmin = B + EI = 19.948	вmax = в + es = 20.052     вmin = в + ei = 20	B’max = B’ + ES = 20.149   B’min = B’ + EI = 20.065
Допуск размера, мм	TВ = Вmax – Вmin = ES – EI  = 0,052	Tв = вmax – вmin = es – ei = = 0,052	TВ’ = В’max – В’min = ES –EI  = 0,084
Наибольший  зазор, мм   Наименьший зазор, мм	Smax = вmin – Вmax  = 0,104   Smin= вmax– Вmin  = 0,000		Smax=  Es-ei=0,201   Smin = EI- es =0.065

4. НАЗНАЧЕНИЕ РАЗМЕРОВ ВАЛА

 

 

   Используя  заданные по варианту размеры,  назначаем недостающие осевые  и диаметральные размеры ступеней  вала, исходя из особенностей  конструкции. Данные сведены в таблице 4.1.

Т а б л  и ц а 4.1.

Диаметр ступени, мм	Заданные размеры  сопрягаемых деталей, мм	Конструктивно назначенные размеры ступеней вала, мм
Ø80	Ширина подшипника В = 39	Ширина ступени 39
Ø100	Ширина зубчатого  колеса L = 140	Ширина ступени  180
–	Буртик –  упор для зубчатого колеса	Назначаем: Ø110; ширина 10
–	Ступень для  съемника перед правым подшипником	Назначаем: Ø100; ширина 40
Ø80	Ширина подшипника В = 39	Ширина ступени 39
–	Ступень для  сальникового уплотнения	Назначаем: Ø75; ширина 75
Ø70	Ступень под  шкив,ширина 76	155

                                                                                                              Общая длина вала 513 мм

 

 

Рис. 4.1. Эскиз вала с  назначенными размерами

 

 

 

 

5. АНАЛИЗ ЛИНЕЙНЫХ  ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

 

   Для нормальной  работы редуктора необходимо  выдержать размер между подшипниками 

А₄ = 230 h12_-0,460

 

Рис. 5.1. Эскиз  вала с размерами вдоль оси

 

 

   Для соблюдения этого размера требуется правильно задать допуски размеров А₁ = 513 мм, А₂ = 244 мм, А₃ =39 мм, образующих  вместе с размером А₄ = 230 мм замкнутую размерную цепь.

   Схема  размерной цепи представлена  на рис. 5.2.

 Звено А₁- составляющее увеличивающее;

Звенья А₂, А₃ – составляющие уменьшающие; звено А₄ – замыкающее.

 

 

Рис. 5.2. Схема размерной  цепи

 

 

 

 

 

 

 

5.1 Расчет  допусков составляющих звеньев

      Принимаем для расчета допусков  составляющих звеньев метод равной точности (допуски составляющих звеньев имеют одинаковую точность, то есть один коэффициент точности к_ср: )

,

где i_j – единица допуска j-го составляющего звена,

       ε_j – передаточные отношения составляющих звеньев.

,

,

где D – среднее геометрическое граничных значений интервала.

;

   Значения  единицы допуска для составляющих  звеньев:

А₁ = 513 мм; ;

А₂ = 244мм; ;

А₃ = 39 мм; .

   По данным  табл. 5 прил.1 ГОСТ 25346-89 меньшее ближайшее  значение коэффициента точности  к полученному к_ср = 52,69 будет для 9-го квалитета. Он равен 40 (IT9 = 40i).

   Назначаем по ГОСТ 25346-89 допуски составляющих звеньев  А₁ = 513 и

А₂ = 244 по 9-му квалитету: ТА₁ =175 мкм; ТА₂ = 115 мкм. Звено А₃ выбираем увязывающим.

   Сумма допусков  составляющих звеньев без увязывающего:

мкм

что меньше допуска  замыкающего звена. Их разница равна  допуску увязывающего звена:

мкм.

 

5.1.2. Расчет отклонений  составляющих звеньев

   Отклонения  составляющих звеньев (EsAj – верхнее, EiAj – нижнее, EcAj – среднее) назначаем как отклонения основного отверстия или вала – в тело детали:

для звена А₁ – в минус: EsAj = 0; EiAj = -175; EcAj = EsAj + EiAj  / 2 = -87,5мкм;

для звена А₂ – в плюс: EsAj = 115; EiAj = 0; EcAj = EsAj + EiAj  / 2 = +57,5 мкм.

   Поле допуска увязывающего  звена должно располагаться так,  чтобы выполнялись равенства:

;

; .

   Рассчитаем  положение середины поля допуска  увязывающего звена:

мкм.

   Предельные  отклонения увязывающего звена:

;

.

   Результаты расчетов представлены в таблице 5.1.

Т а б л  и ц а 5.1.

Номинальный размер звена Аj, мм	Допуск размера  ТАj, мкм	Верхнее отклонение ЕsАj, мкм	Нижнее отклонение ЕiАj, мкм	Середина поля допуска ЕсАj, мкм	Передаточное  отношение звена εАj	Произведение εАj ·ЕсАj, мкм
230h12	460	0	-460	-230	_	-230
А1 = 513   А2 = 244	175   115	0   +115	-175   0	-87,5   +57,5	+1   -1	-87,5   -57,5
А3увяз = 39	170	+170	0	+85	-1	-85

 

 

   Проверка расчетов:

   ; ; мкм.

; мкм

 

5.2. Расчет  размерной цепи вероятностным  методом

   При расчете  размерной цепи вероятностным  методом учитывается рассеяние размеров и вероятностный характер сочетания размеров деталей при сборке. В этом случае допуск замыкающего звена определяется по формуле:

.

 

5.2.1. Расчет допусков  составляющих звеньев

   Принимаем  процент риска Р = 0,27% ( 3 бракованных узла на партию 1000 штук), коэффициент риска t = 3. При нормальном законе распределения имеем коэффициент относительного рассеяния λ = 1/3.

   Принимаем для  расчета допусков составляющих  звеньев метод равной точности. Коэффициент точности К_ср – средний для составляющих звеньев – определяется формулой:

   По даны таблицы  5 прил. 1 ГОСТ 25346-89 ближайшее меньшее  значение коэффициента точности  к полученному К_ср = 85,2989 будет 10-го квалитета. Он равен 64 ( IT10 = 64i ).

   Назначаем по табл. 1 ГОСТ 25346-89 допуски составляющих звеньев

А₁ = 513и А₂ = 244 по 10-му квалитету: ТА₁ = 280 мкм; ТА₂ = 185 мкм. Звено А₃ выбираем увязывающим.

  Сумма квадратов допусков  составляющих звеньев без увязывающего:

мм²

меньше квадрата допуска замыкающего звена: ТАΔ = 0,460² = 0,2116мм².

   Определяем остаток  – допуск увязывающего звена:

;

мм.

5.2.2. Расчет отклонений составляющих  звеньев

   Отклонения  составляющих звеньев назначаем так же, как и в методе полной взаимозаменяемости – как отклонения основного отверстия или вала – в тело детали:

для звена А₁ – в минус: EsAj = 0; EiAj = -280; EcAj = EsAj + EiAj  / 2 = -140 мкм;

для звена А₂ – в плюс: EsAj = +185; EiAj = 0; EcAj = EsAj + EiAj / 2 = +92,5 мкм.

 

   Рассчитываем  положение середины поля допуска  увязывающего звена:

мкм.

   Предельные  отклонения увязывающего звена  будут равны:

мкм;

мкм.

   Результаты  расчета размерной цепи вероятностным методом представим в виде таблицы 5.2.

Т а б л  и ц а 5.2.

Номинальный размер звена Аj, мм	Допуск размера  ТАj, мкм	Квадрат допуска  размера ТАj2, мкм	Верхнее отклонение ЕsАj, мкм	Нижнее отклонение ЕiАj, мкм	Середина поля допуска ЕсАj, мкм	Передаточное  отношение звена εАj	Произведение  εАj ·ЕсАj, мкм
230h12	0,460	0,2116	0	-460	-230	_	-230
А1 = 513   А2 = 244	0,280   0,185	0,0784   0,0342	0   +185	-280   0	-140   +92,5	+1   -1	-140   -92,5
А3увяз = 39	0,314	0,0985	154,5	-159,5	-2,5	-1	+2,5

 

   Проверка  правильности решения:

 

мкм

   Сравнивая  полученные результаты, видим, что  вероятностный метод расчета  дает увеличение полей допусков  составляющих звеньев на 1 квалитет.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. НАЗНАЧЕНИЕ  ПОЛЕЙ ДОПУСКОВ ОСЕВЫХ И ДИАМЕТРАЛЬНЫХ  РАЗМЕРОВ ВАЛА

   Размеры  вала (исходя из конструктивных  особенностей рассматриваемого узла) получены в разд. 4. При оформлении рабочего чертежа вала (простановка размеров, отклонений и т.д.) следует учитывать особенности технологии изготовления рассматриваемой детали, сборки и измерения. Осевые размеры валов подобной конструкции формируются за два установа или за две операции (закрепление за левую часть при обработке правой и наоборот). Требуемая точность отдельных диаметральных размеров обеспечивается на последующих операциях.

   При выборе  метода простановки, получения  (технология) и измерения размеров (цепной, координатный, комбинированный) следует учитывать их особенности.

   Цепной метод - каждый последующий размер измеряется вслед за ранее полученным; связывающая их общая поверхность используется как база (технологическая и измерительная). Погрешности одного размера зависят от погрешностей других размеров, его образующих.

  Координатный метод - все размеры получаются и измеряются от одной базы (в данном случае от торца вала); при этом погрешность одного размера не влияет на погрешность других размеров.

Комбинированный метод использует особенности первого  и второго методов.

На рис. 6.1. приведена  простановка размеров на рабочем  чертеже вала с использованием комбинированного метода.

Обеспечение отклонений расположения (соосность и т.д.) обрабатываемых поверхностей осуществляется с использованием координатного метода, так как в качестве технологических баз используется сочетание центровых (в торцах вала) отверстий. Координатный метод применен также для получения диаметральных и осевых размеров поверхностей правой части вала, так как в качестве технологических баз используются поверхности зацентрованных отверстий и торцовая поверхность справе.

Соосность поверхностей левой части (Ø80 и Ø100) поверхностям технологических баз и линейные (осевые) размеры левой части зала получаются с использованием цепного и координатного методов.

Рис. 6.1. Эскиз вала с  указанием полей допусков осевых и диаметральных размеров