Расчет и выбор посадок типовых соединений. Расчет размерных цепей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«МОРДОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ Н.П. ОГАРЕВА»

РУЗАЕВСКИЙ ИНСТИТУТ МАШИНОСТРОЕНИЯ (ФИЛИАЛ)

КАФЕДРА ТЕХНОЛОГИИ МАШИНОСТРОЕНИЯ

КУРСОВАЯ РАБОТА

По Метрологии

Расчет и выбор посадок типовых соединений. Расчет размерных цепей

Рузаевка 2014

Содержание

Введение

1. Расчет и выбор посадок с зазором

2. Расчет и выбор посадок с натягом

2.1 Определение требуемого минимального удельного давления на контактных поверхностях

2.2 Определение величины наименьшего расчетного натяга

2.3 Определение минимально допустимого натяга с учетом поправок

2.4 Определение максимально допустимого удельного давления

2.5 Определение величины наибольшего расчетного натяга

2.6 Определение величины максимально допустимого натяга с учетом поправок

2.7 Выбор посадки

2.8 Расчет необходимого усилия при запрессовке собираемых деталей

2.9 Проверка прочности соединяемых деталей

3. Расчет исполнительных размеров гладких калибров

3.1 Определение исполнительных размеров калибр-пробок

3.2 Определение исполнительных размеров калибр-скоб

4. Расчет и выбор посадок подшипников качения

5. Расчет и выбор посадок шпоночных соединений

6. Расчет размерных цепей

Заключение

Список использованных источников

Введение

В нашей стране последовательно осуществляется курс на подъем материального и культурного уровня жизни населения на основе динамичного и пропорционального развития общественного производства и повышения его эффективности, ускорения научно-технического прогресса, роста производительности труда, всемирного улучшения качества работы. В машиностроении созданы и освоены новые системы современных, надежных и эффективных машин для комплексной автоматизации производства, что позволило выпускать продукцию высокого качества с наименьшими затратами труда, увеличился выпуск автоматических линий, новых видов машин, приборов, аппаратов, отвечающим современным требованиям. Непрерывно совершенствуются конструкции машин и других изделий, технология и средства их изготовления и контроля, материалы, расширилась внутриотраслевая и межотраслевая специализация на основе унификации и стандартизации изделий, их агрегатов и деталей, шире используются методы комплексной и опережающей стандартизации, внедряются системы управления и аттестации качества продукции, система технологической подготовки производства. Увеличилась доля изделий высшей категории качества в общем объеме их производства.

Большое значение для развития машиностроения имеет организация производства машин и других изделий на основе взаимозаменяемости, создание и применение надежных средств технических измерений и контроля.

деталь подшипник шпоночный пробка

1. Расчет и выбор посадок с зазором

Исходные данные для расчета приведены в таблице 1

Таблица 1 - Исходные данные

dн, мм	l, мм	R, кН	n, об/мин	Марка масла	Rzd, мкм	RzD, мкм
180	90	10	1250	И-45А	1,0	3,2

Определение величины среднего удельного давления в подшипнике

Р = R / l dн, (1)

где R - радиальная нагрузка, Н;

l - длина сопряжения, м;

dн - номинальный диаметр сопряжения, м

Р = 10000 / 0,09 · 0,18 = 617284 Н/м²

Установление допускаемой минимальной толщины масляного слоя

[hmin] = k (Rzd + RzD + гg), (2)

где k - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя;

Rzd - шероховатость поверхности вала, м;

RzD - шероховатость поверхности втулки, м;

гg - добавка на неразрывность масляного слоя, м

[hmin] = 8 (1,0 · 10^-6 + 3,2 · 10^-6 + 2 · 10^-6) = 49 · 10^-6 м

Определение динамической вязкости масла

Задаемся рабочей температурой подшипника tn = 50єС и в соответствии с принятой температурой определяем динамическую вязкость масла.

м = мтабл. (50 / tn)^2,8, (3)

где мтабл. - динамическая вязкость при tn = 50єС, Нс/м²

м = 31,5 · 10^-3 (50 / 50)^2,8 = 31,5 · 10^-3 Нс/м²

Расчет величины Аh

Аh = 2[hmin] / dн , (4)

где щ - угловая скорость, с^-1

Аh = 2 · 49 · 10^-6 / 0,18 = 0,26

щ = рn / 30, (5)

щ = 3,14 · 1250 / 30 = 131 с^-1

Определение минимального относительного эксцентриситета

По найденному значению Ah (при заданном значении l/dн) определяем по [1, рисунок 1.1а] минимальный относительный эксцентриситет Хmin = 0,325.

Определяем минимально допускаемый зазор.

[Smin] = 2[hmin] / 1 - Хmin, (6)

[Smin] = 2 · 49 · 10^-6 / 1 - 0,325 = 145 · 10^-6 м

Определение максимального относительного эксцентриситета

По найденному значению Ah (при заданном значении l/dн) определяем по [1, рисунок 1.1а] максимальный относительный эксцентриситет Хmax = 0,76

Определяем максимально допускаемый зазор.

[Smax] = 2[hmin] / 1 - Хmax, (7)

[Smax] = 2 · 49 · 10^-6 / 1 - 0,76 = 408 · 10^-6 м

Выбор посадки

По таблицам системы допусков и посадок подбираем посадку, для которой выполняется условие:

Smax ? [Smax]

Smin ? [Smin]

Посадка с зазором в системе отверстия: Ш180 Н7^+0,040 / d8.

Определение минимального запаса на износ

Тизн = [Smax] - 2 (Rzd + RzD) - Smax, (8)

Тизн = 408 - 2 (1,0 + 3,2) - 248 = 152 мкм

Построим в масштабе схему расположения полей допусков и вычертим сопряжение в сборе и подетально.

Рисунок 1 - Схема расположения полей допусков посадки Ш180 Н7/d8



Рисунок 2 - Сопряжение в сборе и подетально

2. Расчет и выбор посадок с натягом

Исходные данные для расчета приведены в таблице 2

Таблица 2 - Исходные данные

dн, мм	l, мм	d2, мм	Рос, кН	Мкр, Н·м	Материал	Вид сборки
					втулки	вала
40	40	80	1	50	чугун	сталь	Механич.

2.1 Определение требуемого минимального удельного давления на контактных поверхностях

Определяем требуемое минимальное удельное давление на контактных поверхностях при действии осевой силы и крутящего момента одновременно.

[Рmin] = , (9)

где dн - номинальный диаметр сопряжения, м;

М_кр - крутящий момент, Н·м;

Р_ос - осевая сила, Н;

l - длина контакта сопрягаемых поверхностей, м;

f - коэффициент трения.

[Рmin] = = 54 · 10⁵ Н/м²

2.2 Определение величины наименьшего расчетного натяга

N'min = [Рmin] · dн (С₁ / Е₁ + С₂ / Е₂) (10)

где С₁, С₂ - коэффициенты Ляме;

Е₁, Е₂ - модули упругости материалов охватываемой и охватывающей деталей, Н/м².

N'min = 54 · 10⁵ · 0,04 (1,37 / 2 · 10¹¹ + 1,92 / 0,78 · 10¹¹) = 6,8 · 10^-6 м

2.3 Определение минимально допустимого натяга с учетом поправок

[Nmin] = N'min + г_ш + г_t, (11)

где г_ш - поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при запрессовке;

г_t - поправка, учитывающая изменения натяга при различии рабочей темпе ратуры и температуры сборки.

[Nmin] = 6,8 · 10^-6 + 5,76 · 10^-6 + 0,74 · 10^-6 = 13,3 · 10^-6 м

г_ш = 1,2 (Rad + RaD), (12)

где Rad, RaD - высота неровностей поверхностей вала и отверстия втулки, м

г_ш = 1,2 (1,6 · 10^-6 + 3,2 · 10^-6) = 5,76 · 10^-6 м

г_t = dн [б₁ (t₁ - t) - б₂ (t₂ - t)], (13)

где б₁, б₂ - коэффициенты линейного расширения материалов вала и втулки;

t₁, t₂ - рабочая температура вала и втулки, °С;

t - номинальная температура, °С.

г_t = 0,04 [11,5 · 10^-6 (80 - 20) - 11,1 · 10^-6 (80 - 20)] = 0,74 · 10^-6 м

2.4 Определение максимально допустимого удельного давления

Определим максимально допустимое удельное давление, при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.

Для вала:

Р₁ = 0,58 · у₁ [1 - (d₁ / dн)²], (14)

где у₁ - предел текучести материала вала при растяжении, Н/м²

Р₁ = 0,58 · 34 · 10⁷ [1 - (0 / 0,04)²] = 19,7 · 10⁷ Н/м²

Для втулки:

Р₁ = 0,58 · у₂ [1 - (dн / d₂)²], (15)

где у₂ - предел текучести материала втулки при растяжении, Н/м²

Р₂ = 0,58 · 27 · 10⁷ [1 - (0,04 / 0,08)²] = 11,7 · 10⁷ Н/м²

За величину максимально допустимого удельного давления принимаем наименьшее из полученных значений [Рmax] = 11,7 · 10⁷ Н/м².

2.5 Определение величины наибольшего расчетного натяга

N'max = [Рmax] · dн (С₁ / Е₁ + С₂ / Е₂), (16)

N'max = 11,7 · 10⁷ · 0,04 (1,37 / 2 · 10¹¹ + 1,92 / 0,78 · 10¹¹) = 1,5 · 10^-4 м

2.6 Определение величины максимально допустимого натяга с учетом поправок

[Nmax] = N'max · г_уд + г_ш - г_t, (17)

где г_уд - коэффициент, учитывающий увеличение удельного давления.

[Nmax] = 1,5 · 10^-4 · 0,95 + 5,76 · 10^-6 - 0,74 · 10^-6 = 148 · 10^-6 м

2.7 Выбор посадки

По таблицам системы допусков и посадок подбираем посадку, для которой выполняется условие:

Nmax ? [Nmax]; Nmax = 59 · 10^-6 м.

Nmin ? [Nmin]; Nmin = 18 · 10^-6 м.

Посадка с зазором в системе отверстия: Ш40 Н7^+0,025/ s6.

2.8 Расчет необходимого усилия при запрессовке собираемых деталей

Rn = f · Pmax · р · dн · l, (18)

где f - коэффициент трения при запрессовке.

Rn = 1,2 · 11,7 · 10⁷ · 3,14 · 0,04 · 0,04 = 0,07 · 10⁷ Н

2.9 Проверка прочности соединяемых деталей

Рmax = Nmax - г_ш / dн (С₁ / Е₁ + С₂ / Е₂), (19)

Рmax = 59 · 10^-6 - 5,76 · 10^-6 / 0,04 (1,37/ 2 · 10¹¹ + 1,92/ 0,78 · 10¹¹) = 423 ·10⁵ Н

Должны соблюдаться условия:

Рmax ? P₁; 423 · 10⁵ ? 19,7 · 10⁷

Рmax ? Р₂; 423 ·10⁵ ? 11,7 · 10⁷

Оба условия соблюдаются.

Построим в масштабе схему расположения полей допусков и вычертим сопряжение в сборе и подетально.

Рисунок 3 - Схема расположения полей допусков посадки Ш40 Н7/s6

Рисунок 4 - Сопряжение в сборе и подетально

3. Расчет исполнительных размеров гладких калибров

Исходные данные для расчета приведены в таблице 3

Таблица 3 - Исходные данные

dн, мм	Посадка
40	Н7 / s6

3.1 Определение исполнительных размеров калибр-пробок

Записываем условное обозначение отверстия, для которого необходимо рассчитать и подобрать калибр-пробку Ш40 Н7^+0,025.

Определяем исполнительные размеры калибр-пробки.

ПРmax = Dmin + Z + H/2, (20)

где Dmin - минимальный предельный размер отверстия, мм;

Z - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра, мм;

H - допуск на изготовление калибра для отверстия, мм

ПРmax = 40 + 0,0025 + 0,0025 / 2 = 40,004 мм

НЕmax = Dmax + Н/2, (21)

где Dmax - максимальный предельный размер отверстия, мм

НЕmax = 40,025 + 0,0025 / 2 = 40,026 мм

ПРизн = Dmin - Y, (22)

где Y - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия, мм

ПРизн = 40 - 0,002 = 39,998 мм

Строим схему расположения полей допусков детали и калибров-пробок.

Рисунок 5 - Схема расположения полей допусков отверстия и калибров-пробок.

3.2 Определение исполнительных размеров калибр-скоб

Записываем условное обозначение вала, для которого необходимо рассчитать и подобрать калибр-скобу Ш40 s6.

Определяем исполнительные размеры калибр-скобы.

ПРmin = dmax - Z₁ - H₁/2, (23)

где dmax - максимальный предельный размер вала, мм;

Z₁ - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра, мм;

H₁ - допуск на изготовление калибра для вала, мм

ПРmin = 40,059 - 0,0035 - 0,004 / 2 = 40,054 мм

НЕmin = dmin - Н₁/2, (24)

где dmin - минимальный предельный размер вала, мм

НЕmin = 40,043 - 0,004 / 2 = 40,041 мм

ПРизн = dmax + Y₁, (25)

где Y₁ - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия, мм

ПРизн = 40,059 + 0,003 = 40,062 мм

Определяем предельные размеры контрольных калибров для скоб.

К-ПРmax = dmax - Z₁ + Hp/2, (26)

где Hp - допуск на изготовление контрольных калибров для скоб, мм

К-ПРmax = 40,059 - 0,0035 + 0,0015 / 2 = 40,0563 мм

К-НЕmax = dmin + Hp/2, (27)

К-НЕmax = 40,043 + 0,0015 / 2 = 40,0438 мм

К-Иmax = dmax + Y₁ + Нр/2, (28)

К-Иmax = 40,059 + 0,003 + 0,0015 / 2 = 40,063 мм

Строим схему расположения полей допусков детали, калибров-скоб и контркалибров.

Рисунок 6 - Схема расположения полей допусков вала, калибров-скоб и контркалибров

4. Расчет и выбор посадок подшипников качения

Исходные данные для расчета приведены в таблице 4

Таблица 4 - Исходные данные

Подшипник	Нагрузка R, Н	Остальные данные
5-405	3200	Вращается корпус. Нагрузка с толчками и вибрацией, перегрузка до 150%. Вал сплошной. Корпус стальной, неразъемный.

Устанавливаем характер нагружения колец подшипника.

Внутреннее кольцо - местное.

Наружное кольцо - циркуляционное.

По ГОСТ 8338-75 определяем основные размеры подшипника:

- наружный диаметр D = 80 мм;

- внутренний диаметр d = 25 мм;

- ширина B = 21 мм;

- радиус закругления r = 2,5 мм.

Рассчитываем интенсивность нагрузки на циркуляционно-нагруженное кольцо.

P_R = R / b · Kn · F · F_A, (31)

где R - радиальная нагрузка на опору, Н;

b - рабочая ширина посадочного места, м;

Kn - динамический коэффициент посадки;

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга;

F_A - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения радиальной нагрузки

P_R = 3200 / 0,016 · 1 · 1 · 1 = 200 кН/м

По ГОСТ 3325-85 подбираем посадки для колец подшипника:

- Ш80 K6/l5;

- Ш25 L5/h5.

Определяем отклонения для колец подшипника и деталей (вал и корпус):

- Ш80 К6 / l5_-0,006;

- Ш25 L5_-0,009 / h5_-0,009.

Построим схему расположения полей допусков сопрягаемых диаметров.

Рисунок 7 - схема расположения полей допусков корпуса и наружного кольца подшипника.

Рисунок 8 - схема расположения полей допусков вала и внутреннего кольца подшипника.

5. Выбор посадок шпоночных соединений

Исходные данные для расчета приведены в таблице 5

Таблица 5 - Исходные данные

Диаметр вала d, мм	Вид соединения	Конструкция шпонки
34	свободное	призматическая

В зависимости от диаметра вала и конструкции шпонки определяем основные размеры шпонки, шпоночных пазов вала и втулки.

Сечение шпонки bЧhЧl 10Ч8Ч32 мм.

Для вала t₁ - 5^+0,2 мм.

Для втулки t₂ - 3,3^+0,2 мм.

Радиус закругления r или фаска CЧ45є - 0,4 мм.

Определяем поля допусков сопрягаемых и несопрягаемых размеров и записываем посадки шпоночного соединения.

Сопрягаемые размеры:

- ширина шпонки 10h9_-0,036 мм;

- ширина паза на валу 10H9^+0,036 мм;

- ширина паза во втулке 10D10 мм.

Несопрягаемые размеры:

- высота шпонки 8h11_-0,09 мм;

- глубина паза на валу 5^+0,2 мм;

- глубина паза во втулке 3,3^+0,2 мм.

Определяем предельные размеры.

Для шпонки

dmax = b + es, (30)

где b - ширина шпонки, мм;

es - верхнее отклонение шпонки, мм

dmax = 10 + 0 = 10 мм

dmin = b + ei, (31)

где ei - нижнее отклонение шпонки, мм

dmin = 10 - 0,036 = 9,964 мм

Для паза вала

Dmax = b + ES, (32)

где ES - верхнее отклонение паза вала, мм

Dmax = 10 + 0,036 = 10,036 мм

Dmin = b + EI, (33)

где EI - нижнее отклонение паза вала, мм

Dmin = 10 - 0,036 = 9,964 мм

Для паза втулки

Dmax = b + ES, (34)

где ES - верхнее отклонение паза втулки, мм

Dmax = 10 + 0,098 = 10,098 мм

Dmin = b + EI, (35)

где EI - нижнее отклонение паза втулки, мм

Dmin = 10 + 0,04 = 10,04 мм

Строим в масштабе схему расположения полей допусков шпоночного соединения.

Рисунок 9 - схема расположения полей допусков шпоночного соединения

Определяем характеристики шпоночного соединения (предельные зазоры).

Между шпонкой и пазом вала

Smax = Dmax - dmin, (36)

Smax = 10,036 - 9,964 = 0,072 мм

Smin = Dmin - dmax, (37)

Smin = 10 - 10 = 0

Между шпонкой и пазом втулки

Smax = Dmax - dmin, (38)

Smax = 10,098 - 9,964 = 0,134 мм

Smin = Dmin - dmax, (39)

Smin = 10,04 - 10 = 0,04 мм

6. Расчет размерных цепей

Исходные данные для расчета приведены в таблице 6

Таблица 6 - Исходные данные в миллиметрах

Замыкающий размер	Составляющие размеры	Метод решения	Способ распределения допуска	Процент риска
АД	А1	А2	А3	А4	А6	А7	Вероятн.	Равных допусков	0,27
0+0,3	8	1,2	160	32	60	10

Исходный эскиз для расчета представлен на рисунке 10

Рисунок 10 - Размерная цепь

Составим схему размерной цепи

Рисунок 11 - Схема размерной цепи

Определим номинальный размер неизвестного составляющего звена

А₅ = (А₂ + А₃ + А₂) - (А₁ + А₀ + А₄ + А₆ + А₇ + А₄ + А₁) =

(1,2 + 160 + 1,2) - (8 + 0 + 32 + 60 + 10 + 32 + 8) = 12,4 мм

Определяем средний допуск

ТА_ср = ТА_Д / t_Д , (42)

где ТА_Д - допуск замыкающего звена, мкм;

t_Д - коэффициент риска;

л_j - коэффициент относительного рассеивания.

ТА_ср = 300 / 3 = 300 мкм

Полученный средний допуск корректируем по ГОСТ 25346-89 так, чтобы выполнялось условие

ТА_Д ? УТАј, (43)

А₁ = 8^+0,036 мкм;

А₂ = 1,2^+0,025 мкм;

А₃ = 160^+0,063 мкм;

А₄ = 32^+0,039 мкм;

А₅ = 12,4^+0,043 мкм;

А₆ = 60^+0,046 мкм;

А₇ = 10^+0,036 мкм.

Условие (43) выполняется т.к. 0,3 ? 0,288.

Проверим правильность назначения допусков.

ТА_Д ? t_Д, (44)

ТА_Д > 3 = 0,013 мм

Допуски на составляющие звенья назначены правильно т.к. 0,3 > 0,013.

Заключение

При выполнении курсовой работы я научилась пользоваться справочной литературой, таблицами ГОСТ. Получила более полное представление о конструкции калибр-пробки и калибр-скобы. Я освоилась с самостоятельным выбором посадок для различных соединений.

Список использованных источников

1. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Методические указания по выполнению курсовой работы /Составитель: Веснушкина Н.Н./ Изд-во Мордовского ун-та. Саранск, 1994.

2. Допуски и посадки: Справочник: В 2 ч. /Под ред. В.Д. Мягкова. 5-е изд., переработанное и дополненное Л.: Машиностроение. Ленингр. Отделение, 1978.

3. ГОСТ 18538-73 - ГОСТ 18369-73. Калибры - скобы для диаметров от 1 до 360 мм. Конструкция и размеры.

4. ГОСТ 14807-69 - ГОСТ 14827-69. Калибры - пробки гладкие диаметром от 1 до 360 мм. Конструкция и размеры.

5. ГОСТ 23360-78. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры, допуски и посадки.

Размещено на Allbest.ru