Анализ качества изделия машиностроения

СОДЕРЖАНИЕ

 

 

Реферат          2

1. Национальная система стандартизации НСС    3
2. Расчёт и выбор посадки с натягом      5
3. Расчёт и выбор посадок  подшипников качения   9
4. Выбор размеров и посадок шпоночного соединения   13
5. Назначение размеров вала       16
6. Размерные цепи         17
7. Назначение полей допусков осевых и диаметральных

 размеров  вала         19

8. Выбор измерительных средств для контроля размеров

вала под  посадку с натягом        20

9. Назначение допусков формы и расположения 

поверхностей  вала        21

10. Назначение  требований к шероховатости поверхностей

вала            23

11. Анализ точности резьбового соединения     25
12. Характеристика схемы сертификации и документа о

подтверждении соответствия       28

Библиографический список        30

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

РЕФЕРАТ

 

Курсовая работа содержит 30 страниц текста, 16 рисунков, 19 таблиц и чертёж формата А3.

В курсовой работе приведена оценка технического уровня типовых соединений деталей транспортных машин: гладкие, резьбовые и шпоночные соединения, подшипники качения. Установлены требования к отклонениям формы, расположения и шероховатости поверхностей. Назначены отклонения линейных размеров с использованием, в том числе, размерных цепей. Выбраны измерительные средства. Рассмотрена предложенная схема сертификации вала и охарактеризован документ, используемый для подтверждения соответствия.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Национальная система стандартизации НСС.

Привести пример стандарта (нормативного документа), используемого на вашем предприятии, дать определения стандартизации, технического регулирования и технического регламента.

 

 

ГОСТ Р 54746-2011 Железнодорожный подвижной состав. Устройства акустические сигнальные. Общие технические условия

Группа Д55

Общие технические  условия

ОКС 45.020

ОКП 31 8000

Дата введения 2012-07-01

      Цели и принципы стандартизации в Российской Федерации установлены законом от 27 декабря 2002 г. N 184-ФЗ "О техническом регулировании", а правила применения национальных стандартов Российской Федерации - ГОСТ Р 1.0-2004 "Стандартизация в Российской Федерации. Основные положения"

          Сведения о стандарте

          1 РАЗРАБОТАН Открытым акционерным  обществом "Научно-исследовательский  и конструкторско-технологический  институт подвижного состава" (ОАО "ВНИКТИ")

          2 ВНЕСЕН Техническим комитетом по стандартизации ТК 45 "Железнодорожный транспорт"

          3 УТВЕРЖДЕН И ВВЕДЕН В ДЕЙСТВИЕ  Приказом Федерального агентства  по техническому регулированию  и метрологии от 13 декабря 2011 г. N 931-ст

          4 В настоящем стандарте реализованы требования технических регламентов "О безопасности железнодорожного подвижного состава" и "О безопасности высокоскоростного железнодорожного транспорта" применительно к объекту технического регулирования - тифонам для локомотивов и моторвагонного подвижного состава:

          - содержит минимально необходимые требования безопасности;

          - устанавливает правила отбора образцов для подтверждения соответствия;

          - устанавливает методы проверки минимально необходимых требований безопасности для осуществления оценки соответствия

      Область применения

       Настоящий стандарт распространяется  на звуковые сигнальные устройства большой громкости (тифоны) и малой громкости (сигнальные свистки) для локомотивов, моторвагонного и специального подвижного состава железнодорожного транспорта и устанавливает общие технические условия.

    

 

Стандарт - документ, в котором в целях добровольного многократного использования устанавливаются характеристики продукции, правила осуществления и характеристики процессов производства, эксплуатации, хранения, перевозки, реализации и утилизации, выполнения работ или оказания услуг. Стандарт также может содержать требования к терминологии, символике, упаковке, маркировке или этикеткам и правилам их нанесения;

Стандартизация - деятельность по установлению правил и характеристик в целях их добровольного многократного использования, направленная на достижение упорядоченности в сферах производства и обращения продукции и повышение конкурентоспособности продукции, работ или услуг;

Техническое регулирование - правовое регулирование отношений в области установления, применения и исполнения обязательных требований к продукции, процессам производства, эксплуатации, хранения, перевозки, реализации и утилизации, а также в области установления и применения на добровольной основе требований к продукции, процессам производства, эксплуатации, хранения, перевозки, реализации и утилизации, выполнению работ или оказанию услуг и правовое регулирование отношений в области оценки соответствия;

Технический регламент - документ, который принят международным договором Российской Федерации, ратифицированным в порядке, установленном законодательством Российской Федерации, или федеральным законом, или указом Президента Российской Федерации, или постановлением Правительства Российской Федерации, и устанавливает обязательные для применения и исполнения требования к объектам технического регулирования (продукции, в том числе зданиям, строениям и сооружениям, процессам производства, эксплуатации, хранения, перевозки, реализации и утилизации).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчёт и выбор посадки с натягом.
1. Рассчитать натяги и выбрать стандартную посадку с натягом
2. Обозначить посадку и поля допусков
3. Выполнить анализ полученной посадки и построить схему

 

Таблица 2.1 –  Исходные данные

Название и  размерность параметров вала и колеса	Вал	Зубчатое колесо
Длина соединения, мм	L=200
Диаметр соединения, мм	d=D = 180
Диаметр впадин зубчатого колеса, мм		d2=234
Модуль упругости, Па	E=2,06×1011
Коэффициент Пуассона	m=0,3
Предел текучести, Па	sT= 3,4×107
Шероховатость поверхности, мкм	Rzd = 8	RzD = 10
Частота вращения, об/мин	1000
Крутящий момент, Нм	10

 

2.1. Расчёт посадки

Вычисляем значения наибольшего и наименьшего натягов, которые должны удовлетворять условиям

N_minф ³ N_min    N_maxф£ N_max      (2.1)

где N_minф и N_maxф – наименьший и наибольший функциональные натяги

Значение наименьшего  натяга определяется по формуле 

      (2.2)

где  Рэ – удельное контактное эксплуатационное давление при действии крутящего момента

        (2.3)

где: п – коэффициент запаса сцепления деталей (в зависимости от соединения). Для валов с консольной нагрузкой: К=3 – установлена полумуфта; К=3,5 – звёздочка цепной передачи или шестерня; К=4 – шкив. Для промежуточных валов редукторов К=4,5.

М_кр – крутящий момент на валу, Т = 10  Нм;

D – диаметр посадочной поверхности, D = 180  мм;

L – длина посадочной поверхности, l = 200    мм;

f – коэффициент трения, f – 0,15.

Коэффициенты Ламэ С_d и С_D:

    (2.4)

   (2.5)

где d – посадочный диаметр, d = 180   мм;

d₁ – диаметр отверстия охватываемой детали (для сплошного вала d₁ = 0 мм);

d₂ – диаметр охватывающей детали, d₂ =234  мм;

m_d и m_D – коэффициенты Пуассона охватываемой и охватывающей деталей;

По формуле (2.2) имеем

 мкм

Наибольший  натяг определяется по формуле 

       (2.6)

где Р_доп – наибольшее допускаемое давление на поверхности вала или втулки.

На поверхности втулки отсутствуют пластические деформации при

P_max^вт = 0,58 s_т [1- (d/d₂)²] =0,58 ×3,4×10⁷× (1-(0,18/0,234)²) = 8051361 Па

На поверхности  вала отсутствуют пластические деформации при

P_max^вал = 0,58 s_т [1- (d₁/d)²] =0,58 ×3,4×10⁷× (1-(0,0/0,18)²) = 19720000 Па

 

Максимальный  расчётный натяг с учётом наименьшего  давления на поверхности

 мкм

Определяем  поправку на обмятие микронеровностей U, мкм

U = 2k (R_zd + R^zD) = 2×0,5 (8 +10) = 18 мкм

R_zd и  R_zD – средние шероховатости поверхностей вала и отверстия.

k – коэффициент учитывающий высоту смятия неровностей отверстия и втулки. Для сборки при нормальной температуре без смазочного материала k = 0,5.

 

Определяем  минимальный натяг N_min, мкм необходимый для передачи крутящего момента:

Р_minф = Р_minрасч + U =56 + 18 = 74   мкм

Определяем  максимальный натяг, допускаемый прочностью охватывающей детали

Р_maxф = Р_{max расx} + U = 272+18= 290 мкм

2. Выбор стандартной посадки по наибольшему натягу

Исходя из условия, что наибольший натяг должен быть меньше

функционального

N_max = es –EI < P_maxф     (2.7)

определяем верхнее отклонение вала

 es = Р_max  –EI = 290 мкм

Минимальный натяг 

N_min = ei –ES > P_minф = 74 мкм

Исходя из заданной шероховатости Rz=8 мкм, принимаем 8 квалитет точности, принимаем посадку в системе отверстия, у которой EI = 0.

Выписываем посадки

  es = 171 < 290   ei = 108 > 74

es = 273 < 290   ei = 210 > 74

Выбираем посадку с натягом, у которой

N_{min ф} ³ N_min

N_maxф £ N_max

 

Посадка

Строим схему  полей  допусков посадки

Рисунок 2.1 –  Схема посадки

 

3. Анализ посадки

Выполняем  анализ посадки и строим схему допусков

Таблица 2.2 –  Анализ посадки

Наименование	Отверстие	вал
Обозначение поля допуска	180H8	180s8
Верхнее отклонение, мкм Нижнее отклонение, мкм	ES=63 EI=0	es= 171 ei = 108
Наибольший  предельный размер, мм	Dmax = 180,063 Dmin=180,00	dmax=180,171 dmin=180,108
Допуск размера,  мм	TD=Dmax-Dmin=0,063	Td=dmax-dmin = 0,063
Наибольший  натяг, мм Наименьший  натяг, мм	Nmax = dmax-Dmin =180,171- 180,0=0,171 Nmin= dmin-Dmax = 180,108-180,063=0,045
Допуск посадки	TN=TD+Td = 0,063+0,063 = 0,126

Рисунок 2.2 –  Схема полей допусков посадки 

 

Рисунок 2.3 –  Простановка посадки на чертеже

 

 

 

 

3. Расчёт и выбор посадок  подшипников качения

 

1. Определить интенсивность нагрузки на посадочные поверхности и по ГОСТ 3325-85 подобрать посадки подшипника  228-6. Вал вращается, корпус неподвижен, вид нагружения наружного кольца – местный, внутреннего – циркуляционный, осевая нагрузка на опору отсутствует.
2. Обозначить на эскизах посадки и поля допусков
3. Выполнить анализ полученных посадок, построить схемы расположения полей допусков

 

Таблица 3.1 - Исходные данные к задаче 3

Название и размерность параметра подшипника	Величина
Обозначение	228
Класс точности	6
Диаметр наружного  кольца, мм	250
Диаметр внутреннего  кольца, мм	140
Ширина кольца, мм	42
Радиус фаски, мм	4
Расчётная радиальная реакция опоры, Н	32000
Перегрузка  подшипника, %	300
Осевая нагрузка на опору	Отсутствует

 

Рисунок 3.1 –  Подшипник 228

 

По условию  задания  вращается внутреннее  кольцо подшипника, а наружное  медленно проворачивается в корпусе.

Согласно ГОСТ 3325-55 существует три вида нагружения подшипников. Посадку с зазором назначают для кольца, которое испытывает местное нагружение. Посадку с  натягом назначают преимущественно для кольца, которое испытывает циркуляционное нагружение. При таком подходе к выбору посадок в подшипнике обеспечивается необходимый рабочий зазор между телами качения и дорожками качения при установившемся рабочем режиме и температуре.

Интенсивность нагрузки подсчитывается по формуле

 кН/м       

Где R– радиальная нагрузка на опору, 32000 Н;

К₁ – динамический коэффициент, зависящий от характера нагрузки, 1,8 – при 300% перегрузке;

К₂ – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе, 1 – при сплошном вале;

К₃ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между тел качения в двухрядных подшипниках, 1 – для подшипника с одним рядом колец;

b - рабочая ширина посадочного места, b = B-2r = 42 – 2 × 4 = 34 мм

В – ширина подшипника, 42 мм;

r- координата монтажной фаски внутреннего или наружного кольца подшипника, 4 мм

  кН/м

Подшипники 6 класса точности широко применяют в машиностроении и автомобилестроении.

Таблица 3.2 – Поля допусков посадочных поверхностей валов и отверстий  для сопряжения с кольцами подшипников

Класс точности	Поле допуска  вала	Поле допуска  отверстия
6	n6, m6, k6, js6, h6, g6	N7, M7, K7, Js7, H7

При нагружении внутреннего кольца более 1400 Нм выбираем посадку вала – n6;

Отверстия 

Расчёт  соединения Æ140n6/L6

Выполним расчеты предельных размеров, допусков и посадку для  соединения вторичного вала с внутренним кольцом подшипника Æ140n6/L6. Для этого определим предельные отклонения мм:

ES = 0; EI = -18; es=+52;  ei= +27  мкм.

Предельные  размеры: D_max, D_min, d_max, d_min, мм, допуски T_D, T_d, мм, зазор S_max,

D_max = D+ES = 140 + 0 = 140 мм.      

D_min = D+EI = 140 + (-0,018) = 139,982 мм.     

T_D = ES-EI = 0 – (-0,018) = 0,018 мм.      

d_max = d+es = 140 + 0,052= 140,052 мм.              

d_min =d+ei =  140 + 0,027 = 140,027 мм.     

T_d = es-ei = 0,052 – 0,027= 0,025 мм.

N_max= es-EI= 52 – (-18)= 70 мкм.                 

N_min= ei- ES = 27 – 0= 27 мкм.

Рисунок 3.2 – Поля допусков внутреннего кольца подшипника

 

Таблица 3.3 – Анализ посадки 80n6/L0

Наименование	Отверстие	вал
Обозначение поля допуска	140L6	140n6
Верхнее отклонение, мкм Нижнее отклонение, мкм	ES=0 EI=-18	es= 52 ei = 27
Наибольший  предельный размер, мм	Dmax =140,0 Dmin=139,982	dmax= 140,052 dmin=140,027
Допуск размера,  мм	TD=Dmax-Dmin=0,018	Td=dmax-dmin = 0,025
Наибольший  натяг, мм Наименьший  натяг, мм	Nmax = dmax-Dmin = 0,054 Nmin= dmin-Dmax = 0,027
Допуск посадки	TN=TD+Td = 0,018+0,025 = 0,043

 

Расчёт соединения Æ250H/l6

Выполним расчеты предельных размеров, допусков и посадку для  соединения задней крышки с наружным кольцом подшипника Æ250H7/l6.

Для этого определим  предельные отклонения, мм:

ES = 0,046; EI = 0,0; es = 0,00; ei =- 0,022.

D_max = D+ES = 250 + 0.046 = 250.046 мм

D_min = D+EI = 250 – 0,0 = 250,00 мм.

TD = ES-EI =  46 -  0 =  46 мкм.

d_max = d+ es = 250 - 0,00 = 250,0 мм.

d_min = d+ei = 250 + (-0.022) = 249.978 мм.

Td =es-ei =  0 – (-0,022) = 0,022  мм.

Smax =  ES-ei = 0,046 – (-0,022)  = 0,068 мм.

N = EI-ei = 0 – 0 = 0 мм.

Строим схему полей допусков 

Рисунок 3.3 - Поля допусков наружного кольца подшипника

Таблица 3.4 – Анализ посадки 140H7/l0

Наименование	Отверстие	вал
Обозначение поля допуска	250H7	250l6
Верхнее отклонение, мкм Нижнее отклонение, мкм	ES=46 EI=0	es= 0 ei = -22
Наибольший  предельный размер, мм	Dmax =250,046 Dmin=250,00	dmax= 250,000 dmin=249,978
Допуск размера,  мм	TD=Dmax-Dmin=0,046	Td=dmax-dmin = 0,022
Наибольший  натяг, мм Наименьший  натяг, мм	Smax = Dmax-dmin = 0,068 Smin= Dmin-dmax = 0,0
Допуск посадки	TN=TD+Td = 0,046+0,022 = 0,068

 

Рисунок 3.4 – Схема посадок колец подшипника

 

 

 

4. Выбор размеров и посадок шпоночного соединения
1. Привести эскиз шпоночного соединения. Подобрать размеры шпонки.
2. Назначить посадки
3. Построить схемы полей допусков
4. Выполнить анализ посадок

 

Таблица 4.1 – Исходные данные

Наименование  и размерность параметров	величина
Диаметр вала, мм	140
Длина ступицы, мм	150
Вид шпоночного соединения	плотное

 

Учитывая характер соединения, посадка для паза на валу - 36 , в ступице колеса редуктора - 36 .

Для  стандартной  посадки     имеем

Верхнее и нижнее предельные отклонения 

ES=-26  мкм   EI = -78 мкм

Верхнее и нижнее предельные отклонения 36h9(-0,062)

es =0 мкм   ei = -62 мкм

 Для отверстия

Расчет предельных размеров B_max, B_min, мм, и допуск T_D, мм, для ширины паза на валу рассчитывается по формулам.

B_max = B_max = b_h+ES = 36 - 0,026 = 35,974 мм.

B_min = ES-EI  = 36 – 0,088 = 35,912 мм.

TD = ES-EI  = -0,026 – 0,088 = 0,062 мм

Координата  середины поля допуска

 мкм

Для вала

Предельные  размеры b_max, b_min, мм, и допуск T_d, мм, для ширины шпонки рассчитываются по формулам

b_max = b_h +es =  36 + 0 = 36,0 мм.

b_min =  b_h +ei = 36 + (-0,062) = 35,938 мм.

Td = 0 – (-0,062) = 0,062 мм.

Координата середины поля допуска

 мкм

Определяем  соответственно наибольший и наименьший натяги N_max, N_min, мм, и допуск T_S, мм.

N_max = es- EI =  0 – (-0,078) = 0,078 мм.

N_min = ES-ei = -0,026 –( 0,62)  = 0,036 мм.

Схема полей допусков соединения 36 представлена на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1 – Поле допуска посадки  36

Рисунок 4.2 – Шпоночное соединение

 

Таблица 4.2. – Анализ шпоночного соединения

Наименование	Паз вала	Паз шпонки	Паз втулки
Наименование  посадки	36Р9	36h9	25Р9
Верхнее отклонение, мкм Нижнее отклонение, мкм	ES=-26 EI=- 78	es=0 ei=-62	ES=-26 EI=- 78
Наибольший  предельный размер, мм Наименьший  предельный размер, мм	Bmax =35,974 Bmin=35,922	bmax = 36,00 bmin=36,938	Bmax =35,974 Bmin=35,922
Допуск размера,  мм	TB=Bmax-Bmin=0,062	Tb=bmax-bmin=0,062	TB=Bmax-Bmin=0,062
Наибольший  натяг, мм   Наибольший  зазор, мм	Nmax = Dmax-dmin = 0,088		Nmax = Dmax-dmin = 0,088
Допуск посадки	TN=TB+Tb = 0,062+0,062 = 0128		TN=TB+Tb = 0,062+0,062 = 0,128

5. Назначение размеров вала

Назначить недостающие  осевые  и радиальные размеры  ступеней вала

 

Таблица 5.1 –  Размеры вала

Диаметр ступени	Заданные размеры  сопрягаемых деталей, мм	Конструктивно назначенные размеры вала, мм
Æ140	Ширина подшипника В=42	Ширина ступени  42 мм
Æ180	Ширина зубчатого  венца 200 мм	Ширина ступени  на 5 мм меньше ступицы зубчатого колеса – 195 мм
Æ190	Буртик –  упор для зубчатого колеса	Ширина 10 мм
Æ154	Ступень для  съёмника	Ширина 20 мм
Æ140	Ширина подшипника В= 42	Ширина ступени  42 мм
Æ140	Ступень под  манжету	Принимаем 28 мм
Æ120	Ширина шкива  150 мм	Принимаем ширину 145 мм
Общая длина  вала		482

 

 

Рисунок 5.1 –  Эскиз вала

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Размерные цепи

 

При обработке  вала необходимо обеспечить  отклонения размера между опорами под подшипник по 12 квалитету (h12). Для этого необходимо:

1. Составить схему размерной цепи;
2. Решить прямую задачу методом полной взаимозаменяемости

 

1. Составляем схему размерной цепи с учётом того, что допуск на ширину стандартного подшипника известен

 

Рисунок 6.1– Схема размерной цепи

 

Размер А₁ увеличивающий; размеры А₂, А₃ и А_D – уменьшающие.

 

2. Определим   номинальное значение замыкающего  звена  по формуле 

 _мм     

3. Допуск на размер равен

ТA_D = 0,46 мм

4. Верхнее предельное  отклонение замыкающего звена  ES А_D равно

А_Dmax  - А_D = 225 – 225 = 0 мм

5. Нижнее предельное  отклонение EI Б_S равно

А_{D min} – А_D =225 – 223,54 = 0,46 мм

Таким образом, значение зазора можно записать  как 

6. Координата  середины поля допуска ЕсA_D равна

  _мм

Используя данные табл. 6.1 найдём число единиц допуска, содержащихся в допуске замыкающего звена (без учёта допуска на ширину подшипника, т.к. подшипник является комплектующим изделием и поставляется с определённым допуском. По формуле имеем

Таблица 6.1 - Значения интервалов 1…500 мм

Интервал размеров, мм	До 3	3…6	6…10	10…18	18…30	30…50	50…80
Значения, мкм	0,55	0,73	0,9	1,08	1,31	1,56	1,86
Интервал размеров, мм	80… 120	120… 180	180… 250	250… 315	315… 400	400… 500
Значения, мкм	2,17	2,52	2,9	3,23	3,54	3,89

 

Сравнивая значения  а_расч с а_таб (табл.6.2), определяем требуемый квалитет, из которого назначаем допуски на составляющие звенья. При этом учитываем координаты полей допусков.

 

Таблица 6.2 – Зависимость а от квалитета допуска

Квалитет	7	8	9	10	11	12	13	14	15
Значение	16	25	40	64	100	160	250	400	640

 

Из табл. 6.2 видно, что а_расч  находится между 9 и 10 квалитетами и, следовательно, допуски и составляющие размеры следует выбирать из указанных квалитетов, в основном из 9.

Назначение  допусков на составляющие размеры- задача, как правило с многовариантным  решением. По существу мы имеем два  уравнения со столькими неизвестными, сколько неизвестных составляющих звеньев в цепи.

Последовательность  решения в данном случае заключается  в следующем: