Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки молоді та спорту України

Кафедра: Технології машинобудування

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з дисципліни “Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання”

на тему: Розрахунок, вибір і проставлення на кресленнях деталей обладнання

Київ 2012

Зміст

деталь креслення шорсткість

1. Розрахунок і вибір посадки з зазором

2. Розрахунок і вибір посадки з натягом

3. Розрахунок гладких граничних калібрів

4. Проставити посадки на складальному кресленні

5. Проставити розміри, шорсткість, відхилення форми та розташування на кресленнях деталей.

6. Розрахунок розмірного ланцюга

Висновки

Література

1. Розрахунок і вибір посадки з зазором

Вихідні дані для розрахунку посадки з зазором:

діаметр з'єднання d - 0,140 м;

довжина підшипника l - 0,140 м;

радіальне навантаження R - 2500 Н;

частота обертання n - 600 об/хв;

робоча температура, найбільша t - 40?С;

найменша t -25?С

1.Розраховуємо кутову швидкість вала

(1.1)

2.Визначаємо середній тиск

Н/м² (1.2)

3. З табл. 1.1 вибираємо висоту мікронерівностей 0,8 мкм 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
	1,6	0,8

R_zd = 4 R_ad = 6,4мкм, R_zd = 4 R_ad = 3,2 мкм

4.Визначаємо допустиму мінімальну товщину масляного шару

[h_мін ] ? h_pt = K_pt(4R_aD+4R_ad+г_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. г_D - добавка на нерозривність масляного шару. Приймаємо K_pt=2; г_D = 2 мкм.

[h_мін ] ? h_pt = 2(6,4+3,2+2) = 23.2 мкм

5. З табл. 1.2. вибирають мастило для підшипника ковзання (I-5А - Велосіт). З табл. 1.3 визначають його динамічну в'язкість, при робочій температурі 40^оС - м₁=5,8* 10^-3 Н·с/м² підшипника. Для проектних розрахунків приймають в'язкість вибраного мастила при температурі на 10…20°С вище робочої. При температурі 25^оС м₂= 8,5 * 10^-3 Н·с/м².

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 K =0,760 і m =0,760. Таким чином

= 49,02 ·10^-6 м= 49,02 мкм

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

еs?S_{min F} (1.5)

8.Перевіряють можливість забезпечення рідинного тертя за умови

S = es ?S_{min F}, мкм (1.6)

Визначаємо відносний зазор ш_(ч)

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 ч. В зв'язку з тим, що розраховане значення С_R не співпадає з табличним, вибираємо найближче ч, яке приблизно дорівнює 0,33.

11.Якщо ч<0,3 то доречно змінити поле допуску в зв'язку з тим, що робота підшипника в цих умовах нестійка. За рис.1. 2 залежно від l/d та ч визначаємо умови роботи підшипника. Якщо треба збільшити зазор, то це здійснюється заміною поля допуску, наприклад “g” на “f” або “f” на “e” (без зміни квалітету) і повторюємо розрахунок з п.8 по 10 до виконання умови S=es.

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

13. Запас надійності по товщині масляного шару визначаємо по формулі

(1.8)

Якщо К_рт ?2, нове поле допуску вибрано правильно. Якщо рідинне тертя не забезпечується, вибираємо інше поле допуску валу і повторюємо розрахунок з п.9.

14.Розраховуємо найбільший функціональний зазор підшипника,

, мкм (1.9)

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

= 179,5·10^-6 м= 179,5 мкм

15. Вважається, що підшипник зношується на 50-60 мкм за рік.

S_max = S_{max F} -50, мкм (1.10)

S_max =179,5-50=129,5 мкм

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

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.19.

18. З урахуванням п. 11 та п. 20 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 Ш140 H7/f7. Для вибраної посадки будуємо схему розташування полів допусків для отвору і валу.

2. 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, - 0,140м;

внутрішній діаметр валу - d₁,- 0,070 м;

зовнішній діаметр втулки - d₂, - 0,160м;

крутний момент, який передає з'єднання - М_k, 1250Н•м;

діюча осьова сила - R_ос,- 700 Н;

матеріал охоплюваної (вал) Бр.О5С25; у_т=35МПа

матеріал охоплюючої (втулка) деталей; сталь 40; у_т=340МПа

робоча температура з'єднання - 20?С.

2.1. Знаходимо рівнодіючу осьової сили R_oc і крутного моменту M_кр

,Н (2.1)

2.2. Визначаєммо мінімальний тиск на контактуючій поверхні:

,Н/м² (2.2)

2.3. Визначаємо найменший розрахунковий натяг N_мін, при якому з'єднання зберігає нерухомість

(2.3)

де -- Е₁, Е₂ і м₁, м₂ --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:

(2.4)

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

2.4. Визначаємо мінімально допустимий натяг з'єднання (мкм)

[N_мін] = N_{мін р} +г_ш + г_т + г_ц+ г_п (2.5)

де г_ш - коефіцієнт, що враховує зминання нерівностей контактуючих поверхонь, під час утворення натягу.

г_ш = 4,8(R_ad + R_aD)=4,8(1,6+3,2)= 23,04 мкм (2.6)

г_т - коефіцієнт, що враховує різницю коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей з'єднання. Приймаємо г_т - 0.

г_ц - коефіцієнт, що враховує послаблення натягу під дією відцентрових сил. Приймаємо г_ц - 0.

г_п - коефіцієнт, який враховує зменшення натягу при повторних запресуваннях. г_п=10мкм

[N_мін] = N_{мін р} +г_ш + г_т + г_ц+ г_п= 115,8+23,04=138,8 мкм

2.5. 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.2.1), 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 у_т.

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

Визначають тиск для валу і втулки відповідно

(2.7)

З двох розрахованих значень вибирають найменше, яке помножують на коефіцієнт 0,58 з метою створення коефіцієнта запасу міцності

[p_мax]=0,58 p^мax_расч= 0,58•20,96•10⁶ = 1,22•10⁷Н/м² (2.8)

2.6. Знаходимо найбільший розрахунковий натяг

 (2.9)

2.7. Визначаємо максимально допустимий натяг

[N_мax] = N_{мax p}•г +г_ш = 215,5•0,875 +23,04 = 211,6 (2.10)

де г - коефіцієнт, що враховує збільшення тиску біля торця охоплюючої деталі d залежності від співвідношення d/d₂=0,875 приймаємо рівним 0,875

2.8. Визначаємо точність деталей і посадку з'єднання.

(2.11)

З табл. 1 додатку визначаємо орієнтовний квалітет спряжених деталей. Після цього на основі N_мax i N_мin по таблиці 2.3 вибираємо посадку Ш140H7/u7 для якої N_мax=210 мкм, N_мin =130 мкм, що відповідає нашим розрахункам.

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

3. Розрахунок гладких граничних калібрів

Виконаємо повний розрахунок калібрів для посадки діаметром Ш170 H7/f7 (ES=40mkm,EI=0mkm,es=-43mkm,ei=-83mkm)

IT- допуск виробу

H₁-поле допуску на виготовлення робочих калібрів для валу;

Y₁- поле допуску на вихід розміру зношеного прохідного калібру для валу за межу поля допуску виробу;

Z₁- відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для валу відносно найменшого граничного розміру виробу;

H_s- поле допуску тих самих калібрів, але зі сферичною вимірювальною

Hp- поле допуску на виготовлення контрольних калібрів для скоб;

D- номінальний розмір виробу;

H-поле допуску на виготовлення калібрів для отвору;

Y- поле допуску на вихід розміру зношеного прохідного калібру за межу поля допуску виробу;

Z-відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для отворів відносно найменшого граничного розміру виробу;

1.Виконаємо повний розрахунок калібрів для посадки

Ш170 H7/f7(ES=40mkm,EI=0mkm,es=-43mkm,ei=-83mkm)

2.Обчислимо найбільший і найменший граничні розміри отвору і валу:

D_max=D+ES=170.000+0.04=170,04mm

D_min=D+EI=170.000+0=170.000mm

d_max=d+es=170.000-0.0,043 =169,957 mm

d_min=d+ei=170.000-0.083=169,917 mm

3.З таблиці 4.1. знаходимо допуски і граничні відхилення робочих калібрів і контркалібрів:

для отвору Ш170Н7 z=6мкм; у=4мкм; Н=8мкм;

для валу Ш170f7 z₁=6мкм; у₁=4мкм; Н₁=8мкм; Н_р=3.5мкм.

Визначаємо розміри калібрів і контркалібрів за такими формулами:

калібри-пробки

ПР_max = D_min+ z+H/2=170,000+0,006+0.008/2=170.01мкм

ПР_min = D_min+ z-H/2=170,000+0,006-0.008/2=170.002мкм

ПР_зн= D_min-у=170,000-0,004=169,996мкм

НЕ_max = D_max+H/2=170,04+0,008/2=170.044мкм

НЕ _min= D_max - H/2=170,04 -0,008/2=170,036мкм

виконавчі розміри калібрів-пробок

ПР=ПР _max-Н =170,01_-0,008 мм

ПР_зн =165.000 мм

ПР=НЕ _max-Н =170,044_-0,008 мм

калібри-скоби

ПР _max = d_max -z₁+H₁/2=169,957 -0,006+0,008/2=169,955 мм

ПР _min = d_max -z₁ - H₁/2=169,957 -0,006-0,008/2=169,947 мм

ПР_зн = d_max+y₁=169,957 +0,004=169,961мм

НЕ _max=d_min+H₁/2=169,917 +0,008/2=169,921 мм

НЕ _min =d_min- H₁/2=169,917 - 0,008/2=169,913 мм

виконавчі розміри робочих калібрів скоб, мм

ПР=ПР _min^+Н1=169,947 ^+0,008 мм

ПР=169.961 мм

НЕ=НЕ _min^+Н1=169.913 ^+0,008 мм

Контркалібри для контролю скоб розраховуємо за формулами:

К-ПР_мах=d_мах-Z₁+H_p/2=169,957-0,006+0,0035/2=169.95275 мм

К-ПР_min=d_max-Z-H_p/2=169.957 -0,006-0,0035/2=169.94925мм

K-И_max=d_max+Y₁+H_p/2=169.957 +0.004+0,0035/2=169.96275 мм

K-И_min=dmax+Y1-H_p/2=169.957 +0.004 - 0,0035/2=169,95925 мм

К-НЕ_max=d_min+H_p/2=169.917 +0,0035/2=169.91875 мм

К-НЕ_min=d_min-H_p/2=169.917 -0,0035/2=169.916925 мм

виконавчі розміри контркалібрів,мм:

К-ПР=К-ПР_max-Hp=169.95275 _-0.0035 мм

К-И=К-И_max-Hp=169.96275 _-0.0035мм

К-НЕ=К-НЕ_max-Hp=169.91875 _-0.0035 мм

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

а) для контролю отвору; б) для контролю валу

4. Визначення допуску замикаючої ланки (компенсатора) розмірного ланцюга

За індивідуальним кресленням складаємо розмірний ланцюг, для якого визначаємо допуски всіх складових ланок. З цією метою на складальному кресленні вузла виявляємо ланки, які утворюють замкнений контур розмірів, на основі якого складаємо схему ланцюга, яка матиме наступний вигляд

Будуємо розмірний ланцюг

мм; мм; мм; мм; мм;

1. Визначаємо номінальне значення невідомої ланки, яке дорівнює різниці між сумою номінальних розмірів збільшуючи ланок і сумою номінальних розмірів зменшуючи ланок

мм;

2. Визначимо поля допусків для всіх розмірів

h7; мм;

мм; мм;

js7; мм;

мм; мм;

js7; мм;

мм; мм;

js7; мм;

мм; мм;

js7; мм;

мм; мм;

3. Визначимо невідомої ланки:

;

мм.

4. Визначимо невідомої ланки:

;

мм.

5. Визначимо допуск невідомої ланки

мм.

;

мм.

Задача вирішена вірно.

Висновок

В ході виконання курсової роботи був виконаний розрахунок посадок з зазором та натягом, що дало можливість закріпити знання щодо вибору посадок, також були проставлені на кресленнях деталей обладнання: посадки, відхилення форми та розташування, параметри шорсткості.

Однією з важливих частин проекту є розрахунок розмірного ланцюга, адже розрахунок такого типу визначає взаємне розташування поверхонь деталей. Розрахунок калібрів дав можливість визначити виконавчі розміри калібра-пробки та калібра-скоби, розташування полів допусків даних калібрів.

В цілому здобуті знання дали значний поштовх у вивченні дисципліни ВСІТВ.

Література

1. Конспект лекцій.

2. Методичні вказівки до виконання курсового проекту.

3. П.Ф.Дунаєв, О.П.Леликов, Л.П.Варламова “Допуски и посадки обоснование вибора”. Москва Вища школа 1984 р.

4. И.М.Белкин “Довідник по допускам і посадкам для робітника” Москва Машиностроение 1985р.

5. В.И.Анурьев “Довідник конструктора машинобудування”

6. А.В.Коваленко М.А.Кредитор “Як читати креслення” Москва Машиностроение 1987р.

7. Л.А.Болдін “Основи взаємозамінності і стандартизації в машинобудуванні” Москва Машиностроение 1984р.

8. В.И.Захаров “Взаємозамінність, якість продукції і контроль в машинобудуванні” Лениздат 1990р.

Размещено на Allbest.ru