Поведение потребителей и маркетинговые мероприятия в процессе принятия решения о покупке

0

КУРСОВАЯ РАБОТА


«Поведение потребителей и маркетинговые мероприятия в процессе принятия решения о покупке».


Содержание

Введение 3
1 Нормирование точности гладких цилиндрических соединений 4
1.1 Система отверстия 4
1.2 Система вала 6
2 Расчет и выбор посадки с зазором 8
3 Расчёт и выбор посадки с натягом 13
4 Расчет и выбор посадки для шлицевого соединения 17
5 Расчет и выбор посадки для шпоночного соединения 19
6 Расчета и выбора гладких калибров для посадки с натягом 21
Заключение 26
Список использованных источников 27

Введение

 

В настоящее время детали и узлы машин общего или специального назначения изготавливаются на специализированных предприятиях. При этом расчленение производства возможно при условии, если составные части, детали, узлы, изготовленные с заданной точностью на разных заводах, сразу бы могли занять своё место в машине, для которой они предназначены, без сборки и подгонки. Это возможно при условии, что все они будут изготовлены по единым нормативным документам и отвечать требованиям взаимозаменяемости. Этими нормативными документами в первую очередь являются стандарты. Стандартные детали и будут взаимозаменяемы. Поэтому взаимозаменяемость является обязательным условием специализации и кооперирования современного производства.
Взаимозаменяемость является одним из методов конструкторско-технологических методов обеспечения качества. Взаимозаменяемость облегчает процесс конструирования за счет возможности использования стандартных конструкторский решений и единых технических требований.
Взаимозаменяемостью изделий называют их свойство равноценно заменять друг друга без потери работоспособности устройства, где они устанавливаются. Уровень (степень) взаимозаменяемости как один из констуктивных показателей, относящихся к группе показателей назначения, характеризует качества продукции. Одним из показателей качества является точность изготовления, достижение которой напрямую связано с требуемым характером соединения.
Целью курсовой работы является:
- усвоить основные понятия и термины, а также научиться определять предельные размеры, зазоры (натяги) и допуски;
- научиться применять знания по дисциплине конструкторско-технологические методы обеспечения качества;
- приобрести навыки пользования стандартами для определения предельных отклонений;
- научиться правильно оформлять чертежи с обозначением посадок, допусков и предельных отклонений.

 

1 Нормирование точности гладких цилиндрических соединений


1.1 Система отверстия

 

Дано соединение вала и втулки с номинальным диаметром 80,000 мм, выполненное по посадке Н7/r7
Определить:
1) номинальные размеры вала и отверстия;
2) предельные отклонения вала и отверстия (втулки);
3) предельные размеры вала и отверстия;
4) допуски вала и отверстия;
5) характер посадки;
6) допуск посадки;
7) построить схемы полей допусков данной посадки в обеих системах, на эскизах соединения и отдельных деталей (вала и втулки), входящих в сопряжение, дать обозначение предельных отклонений и посадок.
Расчеты выполнить как в системе отверстия, так и в системе вала.

Определение номинальных диаметров

Посадка выполнена в системе отверстия, т. к. в числителе дано поле допуска основного отверстия Н. Номинальный размер является общим для вала и отверстия. Он равен d=D=80,000 мм.
Величины предельных отклонений определяем по ГОСТ 25347-82 [2], т. к. вал выполнен с полем допуска r7, то величины отклонений нужно взять из таблицы 7 стандарта для квалитета 7, на пересечении интервала размеров, в который входит номинальный диаметр 80,000 мм (свыше 65 до 80 мм) -строка и поля допуска вала r7 - столбец, отклонения равны: es= + 73 мкм; ei= +43 мкм. Предельные отклонения отверстия, выполненного с полем допуска Н7, определяем из таблицы 8 этого же стандарта для квалитета 7 аналогично.
Они равны: ES= 30 мкм; EI= 0 мкм.
Для определения предельных размеров вала воспользуемся формулами:


.

выражая значения , получим:

 

т. к. значение номинального диаметра вала дано в миллиметрах, переведем предельные отклонения в миллиметры. После подстановки численных значений d, es, ei в формулы, получим:

мм ,
.

По аналогичным формулам определяем предельные размеры отверстия, они равны:

,
.

Допуск вала и отверстия

Допуск вала и отверстия находим соответственно по формулам:

,
.
Определение соединения

Данное соединение выполнено по посадке с натягом, т. к. размеры вала больше, чем размеры отверстия. Поэтому необходимо по формулам определять

,
,
,
.


Определение посадки

Допуск посадки TN равен:


,
.

Проверяем правильность выполненного расчета, используя формулу:

,
.

Расчет выполнен верно.
Схема расположения полей допусков посадки представлена в Приложении А на листе 1.

1.2 Система вала

При переводе посадок из системы отверстия в систему вала пользуются следующим правилом:
При переводе квалитеты точности вала и отверстия сохраняются, меняются основные отклонения – поле допуска неосновного вала становится основным валом h, а поле допуска основного отверстия Н заменяется полем допуска неосновного отверстия, соответствующего полю допуска вала в системе отверстия.
В соответствии с этим правилом, посадка в систему вала будет переведена следующим образом:
Все предыдущие расчеты повторим для системы вала:

Определение номинальных диаметров

Номинальные диаметры вала и отверстия:

d = D = 80,000 мм,

Величины предельных отклонений

Предельные отклонения вала с полем допуска h7 найдем по таблице 7 ГОСТ 25347-82 для 7 квалитета (для интервала размеров свыше 65 до 80 мм); es = 0 мкм; ei = -30 мкм.
Предельные отклонения отверстия R7 найдем аналогично в таблице 8 ГОСТ 25347-82, они равны: ES = -32 мкм; EI = -62 мкм.

Определение предельных размеров

Определим предельные размеры вала и отверстия:

,
,
,
.

Допуск вала и отверстия

Находим допуск вала и отверстия:

мм,
мм.
Определение соединения

Из соотношения размеров вала и отверстия следует, что в соединениях присутствует посадка с натягом. Таким образом при переводе посадок из CH в ch характер посадки сохраняется. Поэтому необходимо по формулам определять

,
.

Определение посадки

Допуск посадки TN равен:

 

Проверяем правильность выполненного расчета, используя формулу:

 

Расчет выполнен верно.
Схема расположения полей допусков посадки представлена в Приложении А на листе 2.


2 Расчет и выбор посадки с зазором

Рассчитать и выбрать посадку с зазором в сопряжении подшипника и вала. Определить допуски и предельные размеры всех элементов соединения, построить схемы расположения полей допусков, посадок и дать сборочный чертеж соединения.
Исходные данные:
Номинальный диаметр сопряжения d=D= 110 мм;
Длина подшипника l=100 мм;
Частота вращения вала n= 500 ;
Радиальная нагрузка на подшипник R=12 кН;
Смазка масло –T 30;
Динамическая вязкость μ= 0,027 Па ;
Шероховатость вала ;
Шероховатость отверстия .

Расчет посадки

Определяется скорость вращения вала:

 

где d- номинальный диаметр сопряжения, мм
n- частота вращения вала, об/мин

 

Определяется величина относительного зазора Ψ:

 

где V – скорость вращения.
Определяется величина оптимального зазора в подшипнике, которая принимается за среднее значение:

 

 

Определяется угловая скорость:

 

Определяется среднее давление на опору:

 

где R - радиальная нагрузка на подшипник;
d – номинальный диаметр сопряжения;
l – длина подшипника.

P =

Определяется коэффициент несущей способности (нагруженности) :

 

 

где μ - динамическая вязкость.
Определяется величина относительного эксцентриситета подшипника в соотношение длины независимо от его диаметру χ по таблице 1 в зависимости от λ и СR:

λ= ,

 

Определяется толщина масляного слоя hmin:
,
мм .

Определяется надежность жидкостного трения без учета погрешностей формы и перекосов:

 

Определяется коэффициент жидкостного трения:

,


Т.к. Кж.т. > 2, то запас погрешности жидкостного трения удовлетворяет необходимым требованиям.
Таким образом, устанавливается оптимальное величина зазора и принимается за среднее значение Sопт.ср.=144,4 мкм.

Выбор посадки
Чтобы срок службы соединения был наибольшим и затраты на изготовление деталей минимальными, посадки следует выбирать так, чтобы средний табличный зазор Sт.ср. был близким к оптимальной величине зазора Sопт.ср. расчетной и принятой за среднее значение.
Оптимальной величине зазора Sопт.ср. = 144,4 мкм соответствует посадка
Ø110 в системе отверстия.
Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

 

 

Таблица 1 - Коэффициент нагруженности CR

относительный
эксцентриситет
Коэффициент нагруженности СR при l/D
00,4 00,5 00,6 00,7 00,8 00,9 11,0 11,1 11,2 11,3 11,5 21,0
00,3 00,089 00,133 00,182 00,234 00,287 00,339 00,391 0,440
00,487 00,529 00,610 00,763
00,4 00,141 00,209 00,283 00,361 00,429 00,515 00,589 00,658 00,723 00,784 01,891 11,091
00,5 00,216 00,317 00,427 00,538 00,647 00,754 00,853 00,947 11,033 11,111 11,248 11,483
00,6 00,339 00,493 00,655 00,816 00,972 11,118 11,253 11,377 11,489 11,590 12,763 22,070
00,65 00,431 00,622 00,819 11,014 11,199 11,371 11,528 11,669 11,796 11,912 22,099 22,446
00,7 00,573 00,819 11,070 11,312 11,538 11,745 11,929 22,097 22,247 22,379 22,600 22,981
00,75 00,776 11,098 11,418 11,720 11,965 22,248 22,469 22,664 22,838 22,990 33,242 33,671
00,8 11,079 11,572 22,001 22,339 22,754 33,067 33,372 33,580 33,787 33,968 44,266 44,778
00,85 11,775 22,428 33,036 33,580 44,053 44,459 44,808 55,106 55,364 55,586 55,947 66,545
00,9 33,195 44,261 55,214 66,029 66,721 77,294 77,772 88,186 88,533 88,831 99,304 110,091
00,925 55,055 66,615 77,956 99,072 99,992 110,753 111,38 111,91 112,35 112,73 113,34 114,34
00,95 88,393 110,706 112,64 114,14 115,37 116,37 117,18 117,86 118,43 118,91 119,68 220,97
00,975 221,00 225,62 229,17 331,88 333,99 335,66 337,00 338,12 339,04 339,81 441,07 443,11
00,99 665,26 775,86 883,21 888,90 992,89 996,36 998,95 1101,2 1102,9 1104,4 1106,8 1110,8
Определение толщины масляного слоя h при данном зазоре S: относительный зазор
=S/dн.с; коэффициент нагруженности CR= ; из таблицы по CR определяется ; толщины масляного слоя h=S/2(1- ).
Примечание - Промежуточные значения следует получать интерполяцией табличных данных.
* У половинных подшипников (с углом охвата 180 0) масляный слой создается на половине длины окружности.
Определяем допуски отверстия и вала:

 

Рассчитаем и :

 

мкм;

Рассчитываем средний зазор:

мкм;
Рассчитываем допуск посадки:

мкм;

Схема расположения полей допусков посадки представлена в Приложении Б на листе 1.
Эскизы сопрягаемых деталей представлены в Приложении Б на листе 2.

3 Расчёт и выбор посадки с натягом

Рассчитать и выбрать посадку с натягом в сопряжении зубчатого колеса и пустотелого вала. Определить допуски и предельные размеры всех элементов соединения, построить схемы расположения полей допусков, посадок и дать сборочный чертеж соединения.
Исходные данные:
Номинальный диаметр d= 90 мм;
Внутренний диаметр вала = 70 мм;
Наружный диаметр вала = 130 мм;
Длина сопряжения l = 115 мм;
Шероховатость поверхности зубчатого колеса = 3,2 мкм;
Шероховатость поверхности вала = 1,6 мкм;
Крутящий момент = 8000 H∙м;
Материал вала: Сталь ст60;
Коэффициент Пуассона для вала = 0,3;
Модуль упругости вала = ;
Предел текучести вала = ;
Материал зубчатого колеса: Сталь ст40;
Коэффициент Пуассона для зубчатого колеса = 0,3;
Модуль упругости зубчатого колеса = ;
Предел текучести зубчатого колеса = ;
Коэффициент трения сцепления f=0,1;
Способ запрессовки – механическая.

Расчет посадки

Определяем величину удельного контактного эксплуатационного давления при действии крутящего момента:


где - вращающий момент, H ;
d – номинальный диаметр соединения, м;
l – длина контакта, м;
f – коэффициент трения при относительном вращении деталей.

Рассчитываем величину наименьшего расчетного натяга, исходя из условия, что поверхности сопрягаемых деталей предельно гладкие:

 

где – модуль упругости материала вала, Па;
– модуль упругости материала втулки, Па;
, - коэффициенты Ляме, вычисляемые по формулам:

 

где и - коэффициенты Пуассона для металлов охватываемой и охватывающей детали.

.


Определяется величина наибольшего расчетного натяга:

где - предельное допустимое контактное давление на поверхности вала или отверстия.
а,
.
где и – условные пределы текучести или пределы прочности сопрягаемых отверстий и вала соответственно.
Величину наибольшего натяга рассчитываем по наименьшему значению :

Определяем предельные монтажные натяги:



.

Для определения значения k, зависящего от квалитета, предварительно рассчитаем коэффициент а - число единиц допуска в допуске размера:


0,5 ∙ =0,5∙79,027=39,514,
i=0,45 ∙
i=0,45 ∙ = 3,980,
D=

По расчётному значению коэффициента «а» (таблица 2) устанавливается квалитет. Для 5-10 квалитета К=2, для 11 и грубее К=1.
Таблица 2 – Коэффициент «а» для различных квалитетов

Квалитеты 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14
Значения коэффициента «а» 7 10 16 25 40 64 100 160 250 400

Так как а= то квалитет 8…9 значит К=2, следовательно:

 

Выбор посадки
Выбор посадки определяется по таблицам ГОСТ 25347-82, исходя из:
Nм.min ≤ Nтабл.min,
Nм.max ≥ Nтабл.max
Определяем предельные табличные натяги:
Nтабл.min = ei – ES,
Nтабл.max = es – EI.
Nтабл.min = 71-(-125)=195 мкм,
Nтабл.max=93-(-178)=271мкм.

Проверяем условие правильности выбора посадки, т.е.:
Nм.min ≤ Nтабл.min 193 ≤ 195,
Nм.max ≥ Nтабл.max 272 ≥271.
Данным значениям соответствует посадка Ø90
Схема расположения полей допусков представлена в Приложении В на листе 1.

Для построения схемы расположения полей допусков выбранной посадки рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

,
.

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

 

Определяем допуски отверстия и вала:

,

Определяем силу прессования при механической запрессовке деталей. Необходимая сила пресса (при ) определяется:

 

 

Эскизы сопрягаемых деталей представлены в Приложении В на листе 2.


4 Расчет и выбор посадки для шлицевого соединения

Вращающий момент передается с зубчатого колеса на вал при помощи прямобочного шлицевого соединения. Записать условное обозначение шлицевого соединения и дать его полную расшифровку. Выделить из обозначения шлицевого соединения обозначение шлицевого вала шлицевого вала соединения и дать его расшифровку. Построить схему расположения полей допусков на все элементы шлицевого вала.
Определить:
- предельные отклонения на наружный, внутренний диаметры и ширину зуба (шлица) вала;
- предельные размеры по всем диаметрам и ширине зуба (шлица) вала.
Дать эскиз поперечного сечения шлицевого вала со всеми размерами и предельными отклонениями.
Исходные данные: условное обозначение основных размеров вала ; центрирующий диаметр D; посадка по центрирующему диаметру H7/h6; посадка по боковым поверхностям зубьев (шлицев) F8/f8.
Решение
Обозначения прямобочных шлицевых соединений валов и втулок, их размеры и допуски, регламентированы стандартами ГОСТ 1139-80 [3] (СТ СЭВ 6844-89). В соответствии с этими стандартами для полной записи шлицевого соединения нет размера ширины зуба (шлица).
Находим размер «b» из таблицы ГОСТ 1139-80 (СТ СЭВ 6844-89) в разделе средней серии для 2. Он составляет b=7 мм. В этой же строке отмечено, что значение d должно быть не менее 26,7 мм.
По указанным выше стандартам обозначения шлицевых соединений должны содержать: букву, указывающую поверхность центрирования, число зубьев (шлицев) и номинальные размеры d, D, b с указанием посадок после соответствующих размеров. Допускается не указывать в обозначении допуски нецентрирующих диаметров.
В соответствии с этим запишем обозначение шлицевого вала:
.
Обозначение для шлицевого отверстия:
.
Находим отклонения и допуски по ЕСДП(ГОСТ 25346-89 [4] ):
- для сопряжения паз вала-шпонка Ø32
- для сопряжения паз втулки-шпонка Ø7
Схема расположения полей допусков заданных сопряжений представлена в Приложении Г на листе 1.
Предельные размеры на ширину шпонки:

мм,
мм.

Предельные размеры на ширину паза вала:

мм,
мм.

Предельные размеры на ширину паза втулки:

мм,
мм,
мм,
мм.

Для диаметра d согласно отмеченного ранее имеем: мм.
Эскизы поперечного сечения деталей приведены в Приложении Г на листе 2.

 


5 Расчет и выбор посадки для шпоночного соединения

Сечение призматической шпонки определяется по ГОСТ 23360-78 [5] в зависимости от заданного диаметра вала. Для d=110 мм по указанным стандартам имеем: b=28 мм, h=16 мм. В этой же строке таблицы указанных выше стандартов даны размеры глубины паза вала и глубины паза втулки .
Согласно исходным данным можно записать посадки:
- паз вала – шпонка по размеру
- паз втулка – шпонка по размеру
Находим отклонения и допуски по ЕСДП (ГОСТ 25347-89; СТ СЭВ 145-88 ):
- для сопряжения паз вала-шпонка ;
- для сопряжения паз втулки-шпонка 28 .
Дальнейшее решение задачи удобнее и нагляднее выполнять построив схему расположения полей допусков заданных сопряжений. Схема расположения полей допусков заданных сопряжений представлена в Приложении Д лист 1.
Предельные размеры на ширину шпонки:



Предельные размеры на ширину паза вала:



Предельные размеры на ширину паза втулки:



Предельные зазоры, натяги в сопряжении паз вала-шпонка


Предельные зазоры, натяги в сопряжении паз втулка-шпонка



Предельные отклонения глубины пазов и размеров, связанных с глубиной паза, регламентированы ГОСТ 23360-78 и определяются в зависимости от высоты шпонки h. Для h = 16 мм по указанным стандартам имеем:
Предельные отклонения для t1 = +0,2 ; d – t1 = -0,2. Предельные отклонения t2 или d + t2 = +0,2.
Схема сборочного чертежа деталей и эскизы поперечного сечения деталей приведены Приложении Д лист 2.

 


6 Расчета и выбора гладких калибров для посадки с натягом

Исходные данные:
Номинальный диаметр d = D = 90 мм;
Тип соединения – с натягом.

 

Из ГОСТ 24853-81 [6] (таблица 3) выбираем допуски отклонений для калибров и введем данные в таблицу 4.

Таблица 3 - Допуски и отклонения калибров согласно ГОСТ 24853-81
Квалитеты допусков изделий Обозначение
размеров и допусков Интервалы размеров, мм Допуск на форму калибра
До 3 Св. 3
до 6 Св. 6
до 10 Св. 10
до 18 Св.18
до 30 Св.30
до 50 Св.50
до 80 Св. 80
до 120 Св. 120
до 180 Св.180
до 250 Св.250
до 315 Св.315
до 400 Св. 400
до 500
Размеры и допуски, мкм

 



IT5
IT5
IT2

 

Продолжение таблицы 3
* Для размеров св. 6 мм.
** Для размеров св. 1 мм.
Примечания:
1 Числовые значения стандартных допусков – по ГОСТ 25437-82.
2 Исполнительные размеры рабочих калибров – по ГОСТ 21401-75.
3 С целью ограничения числа проходных калибров-пробок размерами до 180 мм с основным отклонением диаметра контролируемого отверстия H рекомендуется изготовлять их для отверстий:
9 и 10 квалитета – по 9 квалитету;
11 и 12 квалитета – по 11 квалитету;
13 и 14 квалитета – по 13 квалитету;
15, 16 и 17 квалитета – по 15 квалитету;
С основным отклонением D для отверстий:
9 и 10 квалитета – по 9 квалитету;
c основным отклонением B для отверстий:
11 и 12 квалитета – по 11 квалитету.

Данные сведены в таблицу 4.
Таблица 4 – Допуски отклонений для калибров
В микрометрах
Для Н8 Для x8
z = 8 z1 = 3
y = 6 y1 = 3
H = 6 H1 = 3
HS = 4 Hp = 2

Расчет калибра-пробки для отверстия
Проходной новый:




Проходной изношенный:

 


Непроходной:


Схема расположения полей допусков посадки для калибра-пробки представлена Приложении Е, лист 1.
Расчёт калибра-скобы для вала

Проходной новый:




Проходной изношенный:

 

Непроходной:


 

Рассчитаем контрольные калибры.
Контрольный проходной новый:



Контрольный проходной изношенный:



Непроходной:




Схема расположения полей допусков посадки для калибра-скобы представлена Приложении Е , лист 2.



Заключение

 

В данной курсовой работе мы познакомились с основными понятиями и определениями дисциплины взаимозаменяемость и нормирование точности, приобрели навыки работы со стандартами и справочниками, рассмотрели принцип выбора и расчета допусков и посадок типовых соединений деталей машин, при этом были учтены конструктивные особенности механизмов и условия их работы.
Также были произведены:
- нормирование точности гладких цилиндрических соединений;
- расчет и выбор посадки с зазором;
- расчет и выбор посадки с натягом;
- расчет и выбор гладких калибров для посадки с натягом;
- расчет посадок шпоночного соединения, учтено его конструктивное исполнение;
- расчет посадок шлицевого соединения, учтено его конструктивное исполнение.

Список использованных источников

 

1 Третьяк, Л.Н. Практикум по дисциплине «Взаимозаменяемость»: учебное пособие / Л.Н. Третьяк, А.С. Вольнов. – 2-е изд., 2011. – 240 с.
2 ГОСТ 25347-82. Поля допусков и рекомендуемые посадки. – Введ. 01.01.82. – М.: Издательство стандартов 1982. – 52с.
3 ГОСТ 1139-80. Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски. – Введ. 01.01.1982.-М.: Издательство стандартов, 1982.- 11с.
4 ГОСТ 25346-89. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений. - Введ. 01.01.1990.-М.: Издательство стандартов, 1990.- 11с.
5 ГОСТ 23360-78. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки – Введ. 01.01.80. – М.: Издательство стандартов, 1985. – 16 с.
6 ГОСТ 24853-81. Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски –Введ. 01.01.83. – М.: издательство стандартов, 1982. – 7 с.

 

Скчать:  У вас нет доступа к скачиванию файлов с нашего сервера. КАК ТУТ СКАЧИВАТЬ

 

Категория: Курсовые / Метрология курсовые

Уважаемый посетитель, Вы зашли на сайт как незарегистрированный пользователь.
Мы рекомендуем Вам зарегистрироваться либо войти на сайт под своим именем.