Министерство образования Российской Федерации

Хакасский технический  институт-филиал

Красноярского государственного технического

университета 
 

Кафедра: Технологии машиностроения 
 
 
 
 
 
 
 
 

Курсовая работа 

по дисциплине Метрология, стандартизация

и сертификация 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     Студент_____________________ 

      Группа_________________ 

      Руководитель________________ 
 
 
 
 

Абакан, 2005

Содержание

      

    Введение…………………………………………………………………….

1. Определение размеров деталей и соединений узла…………..................

    1.1. Определение номинальных размеров …………………......

    1.2. Геометрический расчёт цилиндрической прямозубой передачи............

    1.3. Силовой расчёт узла……………………………………………………….

2. Нормирование точности соединений узла……………………………….

    2.1. Выбор посадок гладких цилиндрических соединений ……………........

    2.2. Выбор посадки с натягом ………………………………………….…......

    2.3. Выбор посадок подшипников качения …………………………..............

    2.4. Расчёт переходных посадок на вероятность получения натягов и зазоров…………………………………………………………………….

    2.5. Выбор посадок остальных гладких соединений ……………...…………

    2.6. Выбор  резьбовых посадок ………………………………….

    2.7. Выбор  посадок шпоночного соединения ……………………...………....

    2.8. Выбор точности зубчатых колес и передач …………………………..…

    2.9. Выбор допусков формы, расположения и шероховатости поверхностей…………………………….

3. Выбор средств измерения ………………………………………………...

    3.1. Расчёт и проектирование калибров …………………………...................

    3.2. Выбор универсальных средств измерения……………………...

      Литература  ………………………………………………………………... 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Литература 

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора–машиностроителя в 3-х томах 

М: «Машиностроение» 1983.

2. Допуски и посадки. Справочник /Под ред. В.Д. Мягкова/ Л: «Машиностроение» 1983.
3. Дунаев Н.Ф. Допуски и посадки, обоснование выбора. М: «Высшая школа» 1984.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М: «Высшая школа» 1985.
5. Справочник контролёра машиностроительного завода /Под ред. А.И. Якушева/ М: «Машиностроение» 1980.

6. Метрология, стандартизация и сертификация. Учебно-методическое пособие (по курсовой работе). Абакан-2003

7. ГОСТ 18362-73. Калибры–скобы для диаметров от 1 до 360 мм; Конструкция и размеры.

8. ГОСТ 14810-69–ГОСТ 14821-69. Калибры–пробки гладкие диаметром от 1 до 360 мм; Конструкция и размеры.

9. РД 50-98-86. Методические указания. Выбор универсальных средств измерения линейных размеров по применению ГОСТ 8051-81. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Определение  размеров деталей и соединений узла 

1.1. Определение номинальных размеров

Определение размера гнезда подшипника:

Подшипники  роликовые конические однорядные ГОСТ 333–71.

Обозначение подшипников 7306.

d = 30 мм, D = 72 мм, Т = 20, 75 мм, В = 19 мм, С = 17 мм, r = 2,0 мм, r₁ = 0,8 мм, α = 13˚.

Определение коэффициента масштабности:

d = 30 мм, d_изм = 10 мм. 

K_m = =30/10=3 

где d и d_изм – посадочные диаметры внутреннего кольца подшипника, определяемые по ГОСТу и замеренные с листа задания соответственно;

Определение диаметра вала под зубчатым колесом: 

d_{з к} = d_з.к.изм·k_m=12·3=36 

где d_з.к.изм – замеренный с листа задания диаметр вала под зубчатым колесом.

По рядам  нормальных линейных размеров Ra5 принимаем d_{з к} = 40 мм.

Результаты  сводим в таблицу 1

Таблица 1

Принятые  номинальные размеры 

 
 

 

1.2. Геометрический расчет цилиндрической прямозубой передачи

Исходные данные для расчета:

Модуль m = 3 мм;

Число зубьев шестерни Z₁ = 20;

Число зубьев колеса Z₂ = 45;

Угол наклона  линии зуба β = 0.

Определение межцентрового  расстояния:

A = = =97,5 мм

 

Определение делительных  диаметров (шестерни-d₁; зубчатого колеса-d₂): 

d₁ = = = 60 мм;

d₂ = = = 135 мм. 

Определение диаметров вершин зубьев: 

Шестерни: d_a1 = d₁ + 2·m = 60 + 2·3 = 66 мм  

Колеса: d_a2 = d₂ + 2·m = 135 + 2·3 = 141 мм 

Определение диаметров  впадин зубьев: 

Шестерни: d_f1 = d₁ – 2,4·m = 60 – 2,4·3 = 52,8 мм 

Колеса: d_f2 = d₂ – 2,4·m = 135-24·3 = 127,8 мм 

1.3. Силовой расчёт узла

 Расчет сил  в зацеплении зубчатой цилиндрической передачи.

Определим осевую силу, F_a, Н: 

F_a = F_t·tg β = 1,2 ·10³·tg 0 =0 Н 

где F_t – окружная сила на зубчатом колесе, Н;

      β – угол наклона зубьев колеса (β = 0º). 

F_t = 2·М_кр.·10³/d₂ = 2·80·10³/135 = 1,2·10³ Н 

где М_кр – крутящий момент на валу. (М_кр = 80 Нм);

      d₂ – делительный диаметр зубчатого колеса (d₂ = 135 мм);

      так как передача прямозубая, то F_a = 0.

Радиальные составляющие реакций в опорах вала:

R_лев. = 1500 Н, R_прав. = 1000 Н - заданы по заданию. 

2.Нормирование точности соединений узла 

2.1.  Выбор посадок остальных цилиндрических соединений

2.2. Выбор посадки с натягом [2,ч1].

    Расчет  посадок с натягом выполняется  с целью обеспечить прочность соединения, то есть отсутствие смещений сопрягаемых деталей под действием внешних нагрузок и прочность деталей. Исходя из первого условия, определяется минимальный допустимый натяг [N_min], необходимый для восприятия и передачи внешних нагрузок. Исходя из второго условия, определяется максимальный допустимый натяг [N_max], при котором, как правило, отсутствуют пластические деформации.

По заданию  расчет посадки с натягом необходимо провести для соединения зубчатого  колеса с валом.

Определение требуемого минимального удельного  давления (Н/м²): 

[Pmin] = = = 10,6·10⁶ Н/м² 

где P_ос – продольная осевая сила, стремящаяся сдвинуть одну деталь относительно другой, Н (P_ос = 0 Н – из силового расчёта);

М_кр – крутящий момент, стремящийся повернуть одну деталь относительно другой, Н·м (М_кр = 80 Н·м – по заданию);

l – длина контакта сопрягаемых поверхностей, м (l = 30·10^-3 м) с эскизной компоновки;

f – коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или проворачивания;

Для материала  сопрягаемых деталей: Сталь-сталь f = 0,06÷0,13.

Принимаем f = 0,1;

dн с – номинальный диаметр соединения, м (dн с = 40·10^-3 м).

Определение необходимой величины минимального расчетного натяга N'min,(м): 

N_min = [Р_min] ·d_{н с}· = 10,6·10⁶·40·10^-3(0,7+2,4/2·10¹¹) = 6,5·10^-6 м  

где Е1 и Е2-модули упругости материалов соответственно охватываемой (вала) и  охватывающей (колеса) деталей, Н/м²;

С₁ и С₂-коэффициенты Ляме: 

С₁ = = (40·10^-3)+0²/(40·10^-3)-0² – 0,3 = 0,7

С₂ = + µ_{2 =} (67·10^-3)²+(40·10^-3)²/(67·10^-3)²-(40·10^-3)²+0.3 = 2.4 

d₁ – внутренний диаметр вала (для сплошного вала d₁ = 0);

d₂ – наружный диаметр втулки (ступицы колеса, d₂ = 67 мм);

µ₁ и µ₂ – коэффициенты Пуассона, соответственно для охватываемой и охватывающей деталей.

Е₁ = Е₂ = 2·10¹¹ Н/м²;

µ₁ = µ₂ = 0,3;

Определение минимального допустимого натяга с учетом поправок к N'min: 

[N_min] = N_min + γ_ш + γ_t = 6.5·10^-6+6·10^-6+0 = 12,5·10^-6 м  

где γ_ш – поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения: