Розрахунок, вибір і проставлення на кресленнях деталей обладнання – посадок, відхилень форм та розташування параметрів шорсткості

 

Міністерство освіти і науки України

Національний університет  харчових технологій

 

 

 

Кафедра: Матеріалознавства  та

Технології машинобудування

 

 

 

КУРСОВА  РОБОТА

з дисципліни “Взаємозамінність, стандартизація та

технічні вимірювання”

на тему: Розрахунок, вибір і проставлення на кресленнях

деталей обладнання –  посадок, відхилень форм та розташування

параметрів шорсткості.

 

 

 

 

 

 

 

Виконав: студент гр. М-ІІІ-2

Бігдан О. М.

Перевірив: Дзюб О. Г.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Київ 2011

Зміст.

 

1. Завдання на курсову роботу.
2. Розрахунок і вибір посадки з зазором, ескіз схеми полів допусків.
3. Розрахунок і вибір посадки з натягом, ескіз схеми полів допусків.
4. Розрахунок гладких граничних калібрів для контролю заданого з’єднання, ескіз схеми полів допусків.
5. Розрахунок розмірного ланцюга.
6. Література.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

РОЗРАХУНОК І ВИБІР ПОСАДКИ  З ЗАЗОРОМ

Вихідні дані для розрахунку посадки  з зазором:

діаметр з’єднання    d=40(мм)=0,04м;

довжина підшипника    l=50(мм)=0,05м;

радіальне навантаження   R=1400(H)=1,4КН;

частота обертання    n=1200 об/хв;

робоча температура    t=60⁰С;

1. Розраховуємо кутову швидкість вала

                                   (1.1)

2. Визначаємо середній тиск

 Н/м²                                          (1.2)

3. З табл. 1.1 вибираємо висоту  мікронерівностей поверхонь тертя.  В зв’язку з тим, що при  такій шорсткості в формулі  1.4 для находження зазору отримуємо  від’ємні значення, трохи зменшуємо шорсткість. Шорсткість отвору R_ad i валу R_ad вибираємо різною, враховуючи, що втулка оброблюється з меншою точністю.

Висота мікронерівностей посадочних поверхонь, мкм	Rad	Rad
	0,8	0,4

 

4. Визначаємо допустиму мінімальну товщину масляного шару

                          [h_мін ] ≥ h_pt = K_pt(4R_aD+4R_ad+γ_D), мкм                    (1.3)

де h_pt – товщина масляного шару, при якому забезпечується рідинне тертя, мкм; K_pt – коефіцієнт запасу надійності за товщиною масляного шару. γ_D – добавка на нерозривність масляного шару. Приймаємо K_pt=2; γ_D = 1,2 мкм.

[h_мін ] ≥ h_pt = 2(3,2 +1,6+1,2) = 12 мкм

5. З табл. 1.2. вибираємо мастило для підшипника ковзання І-20. З табл. 1.3 визначаємо його динамічну в’язкість, при робочій температурі 60^оС μ₁= 13 10^-3 Н·с/м²10^-3.

6. Визначаємо мінімальний допустимий  зазор в підшипнику ковзання

, мкм          (1.4)

де K i m – коефіцієнти, які визначають з табл.1.4 за співвідношенням l/d. По табл. l/d=1,25 K =0,9 і m =0,9. Таким чином

₌

30,76·10^-6 м= 30,8 мкм

7.Враховуючи, що посадку з  зазором здійснюють в системі основного отвору з таблиці 1.6 поле допуску вала по величині основного відхилення es визначаємо за величиною основного відхилення es, яке для всіх квалітетів постійне і відповідає мінімальному зазору посадки

еs≥S_{min F} = 50мкм                                                (1.5)

8.Перевіряємо можливість забезпечення рідинного тертя за умови

S = es ≈S_{min F}, мкм                                               (1.6)

Визначаємо відносний зазор ψ_(χ)

9.Визначають коефіцієнт навантаженності підшипника

                                   

                 (1.7)

10.З табл. 1.5 відповідно до співвідношення l/d та розрахованому коефіцієнту навантаженності підшипника С_R, визначаємо відносний зазор χ≈0,32.

11. χ >0,3, робота підшипника в цих умовах стійка.

12.За умови стабільної роботи  підшипника розраховуємо мінімальну  товщину масляного шару по  формулі 1.4.

           (1.8)

13. Запас надійності по товщині  масляного шару визначаємо по формулі

Запас міцності:

 

К_рт ≥2, поле допуску вибрано правильно.

14.Розраховуємо найбільший функціональний  зазор підшипника,

, мкм                   (1.9)

де K i m – коефіцієнти, які визначають з табл.1.4 за співвідношенням l/d.

 

= 253 мкм

15. Вважається, що підшипник зношується на 50-60 мкм за рік і визначають максимальний зазор посадки, що повинно забезпечувати рік експлуатації підшипника

     S_max = S_{max F} -50=253-50=203 мкм                   (1.10)

16. Визначаємо допуски посадки на виготовлення вала і отвору, вважаючи, що вал і втулку виготовлюють з однаковим ступенем точност

Td ≈ TD ≈ TS/2 ≈ ^{(S_max - S_min)}/₂ мкм                      (1.11)

17. За табл. допусків ГОСТ 25346-82 визначаємо квалітет для інтервалу розмірів, в який входить задана величина d і величину нормативного допуску близького до розрахованого в п.16.

18. З урахуванням п. 11 та п. 17 вибираємо посадки (табл. 1.6), які задовольняють заданим умовам. З вибраних посадок згідно ДСТУ 2500-94, остаточно вибираємо переважну посадку або ту виготовлення якої економічно доцільне. Цим умовам відповідає посадка Ø40 ^H7/_е7. Для вибра-ної посадки будуємо схему розташування полів допусків для отвору і валу.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Розрахунок  посадки з натягом

Посадки цієї групи розраховують на максимальний натяг з позиції  міцності деталей, які утворюють  з’єднання, а мінімальний натяг  з позиції працездатності з’єднання, з умовою передачі необхідного крутного моменту і осьових сил за рахунок сил тертя, які виникають на деформованих контактуючих поверхнях.

Вихідні дані для розрахунку посадки з натягом:

діаметр валу -                                                      d, - 0,145м;

внутрішній діаметр валу -                                 d₁,- 0.110 м;

зовнішній діаметр втулки  -                            d₂, - 0,190м;

Довжина з’єднання -                                          L, - 0,11м

крутний момент, який передає з’єднання -  М_k, 4000Н∙м;

діюча осьова сила -                                              R_ос,- 3,2 кН;

матеріал  деталі (вал)                                         сталь 30; σ_т=300МПа

матеріал  деталі (втулка);                                  СЧ 20; σ_т=200МПа

Робоча температура                                              t=20⁰С

Знаходимо рівнодіючу осьової  сили R_oc і крутного моменту M_кр

,Н

Визначаєммо мінімальний  тиск на контактуючій поверхні:

,Н/м²

- коефіцієнт тертя , підчас його вибору враховуємо його залежність від матеріалу деталей, шорсткості поверхонь спряжених деталей, питомого тиску на контактній поверхні. Отже, вибираємо з таблиць коефіцієнт тертя для пари Чавун-Сталь f=0,12.

Визначаємо найменший розрахунковий натяг N_мін, при якому з’єднання зберігає нерухомість

де — Е₁, Е₂ і μ₁, μ₂ —відповідно модулі нормальної пружності і пуансонові константи матеріалів охоплюваної (індекс 1) і охоплюючої (індекс 2) деталей, С₁ і С₂ коефіцієнти Ляме, які визначають за формулами:

d₁ i d₂ — відповідно внутрішній діаметр охоплюваної і зовнішній діаметр охоплюючої деталей.

                     

 Визначаємо мінімально  допустимий натяг з’єднання (мкм)

[N_мін] = N_{мін р} +γ_ш + γ_т + γ_ц+ γ_п

де γ_ш – коефіцієнт, що враховує зминання нерівностей контактуючих поверхонь, під час утворення натягу.

γ_ш = 4,8(R_ad + R_aD)=4,8(1,2+0,6)= 8,64мкм

γ_т – коефіцієнт, що враховує різницю коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей з’єднання. Приймаємо γ_т – 0.

γ_ц – коефіцієнт, що враховує послаблення натягу під дією відцентрових сил. Приймаємо γ_ц – 0.

γ_п – коефіцієнт, який враховує зменшення натягу при повторних запресуваннях. γ_п=10мкм

Приймаємо [N_мін] = N_{мін р} +γ_ш + γ_т + γ_ц+ γ_п = 74+8,64+10 = 92,6 мкм

Обчислюємо максимально допустимий тиск [p_мax], при якому відсутня пластична деформація на контактуючих поверхнях з’єднання.

При запресуванні втулок (найбільш загальний випадок) величина натягу складається з деформації стиску внутрішньої труби і деформації розтягу зовнішньої труби (рис. 2.7), тобто

N = N_a + N_b.                  (2.7)

Найбільший допустимий тиск визначають за умови, що найбільші  напруги, які виникають в поверхневих  шарах спряжених деталей не перевищують границі текучості матеріалів σ_т.

Небезпечними можуть стати нормальні концентричні напруги  на внутрішній поверхні полого вала або внутрішній поверхні втулки

Визначають тиск для  валу і втулки відповідно

        

З двох розрахованих значень  вибирають найменше, яке помножують на коефіцієнт 0,6 з метою створення  коефіцієнта запасу міцності

[p_мax]=0,6 p^мax_розр= 0,6∙52,78∙10⁶ = 31,67∙10⁶Н/м²

Знаходимо найбільший розрахунковий натяг

 

Визначаємо максимально  допустимий натяг

[N_мax] = N_{мax p}∙γ + γ_ш = 255∙0,76 +8,64= 203 (мкм)

де γ – коефіцієнт, що враховує збільшення тиску біля торця охоплюючої деталі d залежності від співвідношення l/di, d/d₂ приймаємо рівним 0,76

Після цього на основі N_мax i N_мin по таблиці 2.3 вибираємо посадку Ø145^H7/_t6 для якої N_мax=159мкм, N_мin =94 мкм.

Для вибраної посадки  будуємо схему розташування полів  допусків для отвору і валу, вказують мінімальний натяги з’єднання.

 

3.РОЗРАКУНОХ ГЛАДКИХ ГРАНИЧНИХ КАЛІБРІВ

Виконати  повний розрахунок калібрів для Ø 40Н7/e7:

Вихідні дані:

ES=25   es=-50   Smax=174(мкм)

EI=0    ei=-75   Smin=50(мкм)

На  основі побудованої схеми полів  допусків для посадки з зазором обчислюємо найбільший та найменший граничні розміри отвору та валу:

Dmax=D+ES=40,000+0,025=40,025;

Dmin=D+EI=40,000+0=40,000;

dmax=d+es=40,000+(-0,050)=39,950;

dmin=d+ei=40,000+(-0,75)=39,925;

За  таблицею знаходимо допуски і  граничні відхілення робочих калібрів та контр-каліьрів:

Для отвору Ø 40Н7;

Z=3,5(мкм); Y=3(мкм); Н=4(мкм);

 для валу Ø 40e9:

Z1=3,5(мкм); Y1=3(мкм); Н1=4(мкм); Нs=2,5(мкм); Нр=1,5(мкм);

Визначаємо  розміри калібрів і контр-калібрів за такими формулами:

ПРмах=Dmin+Z+H/2=40,0055;

ПРміп=Dmin+Z-H/2=40,002;

ПРзн= Dmin-Y=40,000-0,003=39,997;

НЕмах=Dmax+H/2=40,062+0,004/2=40,064;

НЕміn=Dmax-H/2=40,062-0,004/2=40,060;

Розраховуемо  виконавчі розміри калібрів-пробок:

ПР=ПРмах-н=40,0055_-0,004;

ПРзн=39,997;

НЕ=НЕмах-н=40,064_-0,004;

 

Розраховуємо виконавчі розміри калібра-скоби:

 

ПРмах=dmax-Z1+H1/2=39,9485;

ПРміп=dmax-Z1-H1/2=39,9445;

ПРзн= dmax+Y1=39,947;

НЕмах=dmin+H1/2=39,927;

НЕміп=dmin-H1/2=39,923;

Виконавчі розміри робочих калібрів-скоб:

ПР=ПРмах^+Н1=39,9445^+0,004

ПРзн=39,947

НЕ=НЕміп^+Н1=39,923^+0,004

Контр-калібрів для контролю скоб розраховуємо за формулами:

K-ПРmax=dmax-Z₁+Hp/2= 39,9472;

К-ПРmin=dmax-Z₁-Hp/2=39,9458;

К-Иmax=dmax+Y₁+Hp/2=39,9538;

К-Иmin=dmax+Y₁-Hp/2=39,9523;

K-HEmax=dmin +Hp/2=39,926;

K-HEmax=dmin -Hp/2=39,925;

Виконавчі розміри контр-калібрів;

К-ПР=К-ПРмах-н_р=39,9472_-0,0015;

К-И=К-Имах-н_р=39,9538_-0,0015;

К-НЕ=К-НЕмах-н_р=39,925_-0,0015;

Після розрахунку виконавчих розмірів калібрів для контролю отвору та валу визначаємо розташування полів допусків калібрів для контролю отвору валу з необхідними числовими значеннями.

 

 

 

 

 

 

Схема розташування поля допуску калібру  для контролю валу

Схема розташування поля допуску калібру  для контролю отвору