Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Кафедра технологии машиностроения, металлообрабатывающие
станки и комплексы»
ОТЧЕТ
по расчетно – графической работе
по дисциплине
«Метрология стандартизация и сертификация»
Расчет и выбор посадок
Аннотация
Расчетно - графическая работа содержит 31 страницы машинописного текста формата А4 , в том числе 9 рисунков источников 5.
В данной работе изложены основные сведения о посадках и произведены соответствующие расчеты, а также подобранны посадки для шпоночного соединения, для шлицевого соединения и рассчитаны исполнительные размеры гладких калибров.
Содержание
Введение ….……………………………………………………………………….3
1. Расчет и выбор посадки с натягом…………………………………………….4
1.1 Назначение посадки с натягом……………………………………………4
1.2 Расчет посадки с натягом………………………………………………….4
2. Назначение и расчет посадок с зазором ………………………………………10
2.1 Назначение посадок с зазором ……………………………………………10
2.2 Расчет посадок с зазором…………………………………………………..10
3. Назначение и расчет переходной посадки……………………………………..14
3.1 Назначение переходной посадки…………………………………………..14
3.2 Расчет переходной посадки ………………………………………………..14
4. Назначение и расчет шпоночного соединения с призматической шпонкой ...18
4.1 Назначение шпоночных соединений ……………………………………...18
4.2 Расчет соединения со шпонкой…………………………………………….18
5. Назначение и расчет шлицевых соединений …………………………………..21
5.1 Назначение шлицевых соединений ………………………………………..21
5.2 Расчет шлицевых соединений ……………………………………………...21
6. Назначение и расчет исполнительных размеров гладких калибров ………….26
6.1 Назначение гладких калибров ……………………………………………...26
6.2 Расчет исполнительных размеров гладких калибров …………………….26
6.3 Расчет контролируемого калибра………………………………………….27
7. Заключение……………………………………………………………………….30
8. Список использованной литературы……………………………………………31
Лист
2
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
Введение
Посадки с натягом предназначены для неподвижных не разъемных соединений или разбираемых в отдельных случаях соединений при ремонте. В посадках с натягом соединение осуществляется без особых креплений винтами, штифтами, шпонками. При этом относительная неподвижность деталей в посадках достигается за счет напряжений в материале сопрягаемых деталей.
В подвижных соеденениях зазор служит для обеспечения свободы перемещения, размещения слоя смазки, компенсации формы и расположения поверхностей и погрешности сборки. В подвижных соединениях посадки с зазором применяются для обеспечения беспрепятственной сборки деталей. Относительная неподвижность деталей обеспечивается креплением шпонками, болтам, штифтами.
Переходные посадки предназначены для неподвижных, но неразъемных соединений деталей, обеспечивающих хорошее центрирование. Переходные посадки применяют с дополнительным креплением, винтами, болтами, штифтами, шпонками.
Применение шпоночных соединений оправдано лишь в следующих случаях:
- когда по условиям сборки нельзя назначить посадку с натягом, достаточным для передачи заданного вращающего момента;
- когда для передачи заданного вращяющего момента требуется натяг, недопустимый по условиям прочности материала колеса, при этом увеличить размеры соединения не предоставляются возможным.
Шлицевые соединения по сравнению со шпоночными обладают значительными преимуществами, а именно : меньшее число деталей в соединении, значительно большая нагрузочная способность за счет большей площади контакта рабочих поверхностей вала и ступицы, меньшая конценрация напряжений в материале вала и ступицы. Эти преимущества обеспечили широкое распространение шлицевых соединений в автомобильной, тракторной, станкостроительной и других отраслях промышленности.
Калибры – это бесшкальные измерительные инструменты, предназначенные для контроля размеров, формы и расположения поверхностей детали. Применяют калибры двух видов : калибры – скобы – для проверки валов по предельным размерам: калибры – пробки – применяют для контроля отверстий по предельным размерам.
Лист
3
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
1. Расчет и выбор посадки с натягом.
1.1 Назначение посадок с натягом
Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных (или разбираемых лишь в отдельных случаях при ремонте) соединений деталей, как правило, без дополнительного крепления винтами, штифтами, шпонками и т. п. Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие дей¬ствия деформаций их контактных поверхностей. При прочих равных условиях напряжения пропорциональны натягу. В большинстве случаев посадки с натя¬гом вызывают упругие деформации контактных поверхностей, но в ряде посадок с натягом, особенно при относительно больших натягах или в соединениях де¬талей, изготовленных из легких сплавов и пластмасс, возникают упруго-пласти¬ческие деформации (пластические деформации в одной или обеих деталях распро¬страняются не на всю толщину материала) или пластические деформации, распро-страняющиеся на всю толщину материала. Применение таких посадок во многих случаях возможно и целесообразно.
1.2 Расчет посадок с натягом
Расчёт посадок с натягом (посадок с упругой связью) выпол¬няется с целью обеспечить прочность соединения, т. е. отсутствие смещений сопрягаемых деталей под действием внешних нагрузок, и прочность сопрягаемых дета¬лей. Исходя из первого условия, определяется минимальный допу¬стимый натяг [Nmin], необходи¬мый для восприятия и пере¬дачи внешних нагрузок. Исходя из второго условия, определяет¬ся максимальный допустимый натяг [Nmax], при котором, как правило, отсутствуют пластиче¬ские деформации. В некоторых случаях прессовые соединения могут надежно работать и при наличии пластических деформаций в наиболее напряженной зоне.
Выбрать стандартную посадку и определить усилие запрессовки без применения термических способов сборки. Мкр = 140 Н•м.
1) Определим минимальное удельное давление на поверхности контакта вала и втулки [pmin], Па, возникающее под влиянием натяга. Так как в данном случае соединение нагружено только крутящим моментом, то формула для расчета имеет вид:
Лист
4
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
,
где Мкр – вращающий момент, Н•м;
dn – номинальный диаметр соединения, м;
l – длина контакта, м;
f – коэффициент трения.
Па.
2) Определим наименьший расчетный натяг Nmin, м, по формуле:
,
где E1 – модуль упругости материала вала, Па;
E2 – модуль упругости материала втулки, Па;
с1, с2 – коэффициенты Ламе, вычисляемые по формулам:
;
,
где d1, d2 – диаметры соответственно вала и втулки, м;
μ1, μ2 – коэффициенты Пуассона.
;
.
Тогда
Лист
5
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
мкм
3) Определяем значение минимального предельно допустимого натяга:
,
где γR – поправка на смятие неровностей контактных поверхностей, мкм;
γt – поправка, учитывающая различие температуры среды при сборке и рабочей температуры деталей, мкм;
γц – поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил, мкм;
γп – добавка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках, мкм.
- Определим поправку на смятие неровностей контактных поверхностей γR:
,
где Rz1, Rz2 – шероховатости соответственно охватываемой и охватывающей поверхностей, мкм
мкм.
- Определим поправку, учитывающую различие температуры среды при сборке и рабочей температуры деталей:
,
где α1, α2 – температурные коэффициенты линейного расширения материала деталей, °С-1;
Т1, Т2 – рабочие температуры деталей, °С;
Тср – температура среды при сборке соединения, °С.
Так как рабочие температуры близки к температуре среды, поправка γt=0.
- Определим поправку, учитывающую ослабление натяга под действием центробежных сил.
γц=0.
- Определим поправку, компенсирующую уменьшение натяга при повторных
запрессовках
Так как γп определяется опытным путем, то принимаем γп=10 мкм
Лист
6
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
Тогда
мкм.
4) Необходимо также обеспечить прочность соединяемых деталей, для этого рассчитаем наибольшее допускаемое давление р, Па, на контактной поверхности, при котором отсутствуют пластические деформации.
- Наибольшее допускаемое давление для вала:
,
где σТ1 – предел текучести материала вала при растяжении, Па.
МПа.
- Наибольшее допускаемое давление для отверстия:
,
где σТ2 – предел текучести материала отверстия при растяжении, Па.
МПа.
5) Находим наибольший расчетный натяг N’max, м, при котором возникает [pmax]:
,
Где -максимально допустимое давление
мкм
Лист
7
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
6) Уточняем значение максимального расчетного натяга, с учетом ранее найденных поправок:
,
где γуд – коэффициент, учитывающий увеличение удельного давления у торцов охватывающей детали. По графику (рисунок. 2.2) в зависимости от отношений l/dn и d1/dn принимаем γуд=0,93.
мкм.
7) По полученным значениям предельно допустимых расчетных натягов подбираем посадку из таблицы 5 ГОСТ25347-82 При этом, для обеспечения работоспособности, необходимо выполнить следующие условия:
;
.
По указанной выше таблице выбираем посадку Ø .
Лист
8
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
Рисунок 1.1 Схема полей допусков посадки Ø
Лист
9
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
2. Назначение и расчет посадки с зазором
Цель расчета посадки с зазором сводится к определению оптимального зазора, Sопт мкм
-для обеспечения жидкостного трения в подшипнике
-для обеспечения свободы перемещения, размешения смазки.
2.1 Назначение посадки с зазором
В подвижных соеденениях зазор служит для обеспечения свободы перемещения, размещения слоя смазки, компенсации температурных деформаций компенсации формы и расположения поверхностей и погрешности сборки, В подвижных соеденениях посадки с зазором применяются для обеспечения беспрепятственной сборки деталей. Относительная неподвижность деталей обеспечивается креплением шпонками, болтами, штифтами.
2.2 Расчет посадки с зазором
1) Определяем величину относительного зазора, φ мкм
Где V- скорость, возникшая в соеденении, м/с.
2)Определяем скорость возникающую в соеденении, V м/с.
где - угловая скорость, рад/с;
-номинальный диаметр соеденения
м/с
3)Определяем велечину оптимального зазора в подшипнике, Sопт мкм.
мкм
Лист
10
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
4) Определяется коэффицент несущей способности, СR
Где µ - динамическая вязкость смазки, ;
Р – среднее удаленное давление Па,
5) Определяется величина среднего удельного давления, Р Па
Где F – радиальная нагрузка, Н;
l – длина контакта, мм
Па
6) Определение величины относительного эксцентриситета подшипника, χ.
7) Определяется минимальная толщина масляного слоя hmin мкм.
мкм
8) Определяется критическая толщина масляного слоя мкм.
Где - шероховатость поверхности соответственно вала и отверстия мкм.
мкм
Лист
11
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
9) Определяется коэффицент запаса жидкостного трения .
10) Выбор посадки по гост ГОСТ 25347-82. Задавшись системой отверстия
и соответствующим квалитетом (7,8) выбирается посадка удовлетворяющая
следующим условиям.
Указанным условиям удовлетворят посадка
Ø
Лист
12
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
2.1 Схема полей допусков посадки Ø
Лист
13
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
3 Назначение и расчет переходной посадки.
Целью расчета переходной посадки является:
- выбор посадки и определения ее главных характеристик;
- определение вероятностей натяга и зазора
3.1 Назначение переходных посадок
Переходные посадки предназначены для неподвижных, но разъемных со¬единений деталей и обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей. При выборе переходных посадок необходимо учитывать, что для них характерна возможность получения как натягов, так и зазоров. Натяги, получающиеся в переходных посадках, имеют относительно малую величину и обычно не тре¬буют проверки деталей на прочность, за исключением отдельных тонкостенных деталей. Эти натяги недостаточны для передачи соединением значительных кру¬тящих моментов или усилий. К тому же получение натяга в каждом из собранных соединений без предварительной сортировки деталей не гарантировано. Поэтому переходные посадки применяют с дополнительным креплением соединяемых деталей шпонками, штифтами, винтами и др. Иногда эти посадки применяют без дополнительного крепления, например, когда сдвигающие силы весьма малы, при значительной длине соединения, если относительная неподвижность деталей в соединении не является обязательным условием их качественной работы и т. д.
3.2 Расчет переходной посадки
Рассчитать ожидаемую при сборке долю соединений с натягом (вероятность натяга) и долю соединений с зазором (вероятность зазора) для посадки Ø18 .
Где - средний натяг, мкм
- максимальный и минимальный натяг, мкм;
- максимальный и минимальный диаметр вала, мкм
- максимальный и минимальный диаметр отверстия, мкм
Лист
14
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
1)Определим максимальный, минимальный и средний натяги в соединении, а также рассчитаем допуски вала и отверстия
мкм;
мкм;
мкм;
ТD , Тd – допуск отверстия и вала мкм
мкм;
мкм.
2) Определим среднее квадратичное отклонение натяга по формуле
,
мкм.
3) Определим предел интегрирования по формуле
,
.
Лист
15
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
4) По значению z = -4,025 определяем Ф(-4,025) = 0,0005
5) Рассчитаем вероятность натягов
так как z > 0, то
,
.
6) Рассчитаем вероятность зазоров
так как z > 0, то
,
.
Следовательно, при сборке примерно 50,05% всех соединений будут с натягом и 49,95% соединений – с зазором.
Лист
16
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
3.1 Схема полей допусков посадки Ø18
Лист
17
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
4 Назначение и расчет шпоночного соединения с призматической шпонкой.
Целью расчета является, выбор посадок для шпоночного паза и шпонки, и определение основных параметров соединения.
4.1 Назначение шпоночных соединений
Для соединения деталей машин (зубчатые колеса муфты шкивы рукоятки маховики и т.д.) с валами при невысоких требованиях к точности центрирования применяются шпоночные соединения
Шпонки служат для передачи крутящего момента, для предотвращения проворачивания втулки на валу, для обеспечения перемещения втулки вдоль вала, и для взаимной фиксации в узле
Недостатки шпоночного соединения
- Малая нагрузочная способность
- Ослабление вала шпоночными валами
- Концентрация напряжений узла неблагоприятной формы шпоночных пазов
В машиностроении получили распространение следующие шпоночные соединения
- Призматические шпонки
- Сегментные шпонки
- Клиновые шпонки
- Тангенцальные шпонки
4.2 Расчет соединения со шпонкой
Согласно ГОСТ 23360-78 на диаметр вала 36 мм определить сечение шпонки другие конструктивные параметры
Исходные данные
D=36 мм, Шпонка 36*10*66 Гост 23360-78
Gср=80 Мпа, Iср=100 Мпа.
1.Проверка шпонки по напряжению смятия
Лист
18
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
2.Проверка шпонки по напряжению среза
3.Соеденение шпонки с пазом вала.
36 N9 ES=0 36 h11 es=0
EI=-62 ei=-62
N max = ES-EI = 0-(-62)=62 мкм
S max = ES-ei = 0-(-62)=62 мкм
4.Соеденение шпонки с пазом втулки 36 Js9
36 Js9 ES=31
EI=-31
N max = es – EI = 0-(-62) = 62 мкм
S max = ES - ei = 0-(-62) = 62 мкм
Лист
19
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
Рисунок 4.1 Схема расположения полей допусков шпоночного соединения
Лист
20
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
5. Назначение и расчет шлицевых соединений
Целью расчета является:
- определение вида центрирования;
- определение геометрических параметров соединения ;
- выбор посадок и определение основных параметров соединения
5.1 Назначение шлицевых соединений
Шлицевые соединения имеют то же назначение что и шпоночные но обычно применяются при передаче больших крутящих моментов и более высоких требований к соосности соединяемых деталей.
Среди шлицевых соединений, к которым относятся соединения с прямобочными эвольвентными и треугольным профилем зубьев прямобочные прямобочные соединения наиболее распространены. Они применяются для подвижных и неподвижных соединений. В зависимости от передаваемого крутящего момента устанавливается три типа соединений : легкий , средний и тяжелый серии
Способы центрирования:
В шлицевых прямобочных соединениях применяются три способа относительного центрирования вала и втулки: по наружному диаметру (D); по внутреннему диаметру (d); и по боковым поверхностям зубьев (b)
5.2 Расчет шлицевых соединений
1.Шлицевое соединение с параметрами:
b - вид центрирования
z= 10- число зубьев
D=45 мм наружный диаметр
d=36 мм – внутренний диаметр
b= 5 мм толщина зуба
2.Выбор посадки ;
Выбор посадки при невысоких требованиях к соосности передачи больших крутящих моментов, а также знака переменных нагрузок
3.Для центрирования по внутреннему диаметру при неподвижном соедении
36
в=10-36
Лист
21
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
4.Это обозначение указывает что шлицевое соеденение должно быть образованно при центрировании по внутреннему (d), имеет число зубьев
(10), значение внутреннего диаметра (36) и H11 посадка по внутреннему диаметру , значение наружнего диаметра D=45 Н12, посадка по этому диаметру , значение ширины шлицов (зубьев) в=5мм и посадка по шлицам
5. Центрирование по внутреннему диаметру
36
S max =ES-ei=160-(-620)=-780мкм
S min=es-EI=0мкм
TS=Smax-Smin=-780-0=-780мкм
6 Соединение по наружнему диаметру
S max =ES-ei=250-(-100)=350мкм
S min=es-EI=0мкм
TS=Smax-Smin=350-0=350мкм
7 Соединение по боковым сторонам шлица
5
S max =ES-ei=Dmax-dmin=25-(-6)=31мкм
S min=Dmin-dmax =-6-10=16мкм
TS=Smax-Smin=31-16=15мкм
Лист
22
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
Рисунок 5.1 Схема расположения полей допусков посадки 36 (по внутреннему диаметру)
Лист
23
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
Рисунок 5.2 Схема расположения полей допусков посадки (по наружному диаметру)
Лист
24
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
Рисунок 5.3 Схема расположения полей допусков посадки 5
Лист
25
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
6. Назначение и расчет исполнительных размеров гладких калибров
Целью расчета является определить исполнительные размеры калибра пробки и калибра скобы.
6.1 Назначение гладких калибров
Калибры – это бесшкальные измерительные инструменты, предназначенные для контроля размеров, формы и расположения поверхностей деталей. Применяют калибры двух видов: калибр – скобы – для проверки валов по предельным размерам; калибр - пробки - применяют для контроля отверстий по предельным размерам.
6.2 Расчет исполнительных размеров гладких калибров.
1) Рассчитать калибр пробки для отверстия 28Н7 (+0.021/0)
2) Исходные данные
= 28.021 мм – наибольший предельный размер отверстия;
= 28.000 мм – наименьший предельный размер отверстия;
Н=0.004 мм – допуск на изготовление калибра – пробки с цилиндрической измерительной поверхностью;
z=0.0035 – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра пробки относительно контролируемого отверстия;
y= 0.003 – допустимый выход размера изношенного калибра – пробки за границу допуска контролируемого изделия.
3)Проходной новый
Р – ПРисп = ( +z+0.5Н)-н
Р – ПРисп = (25.000+0,003+0,5*0,004)-0,004
4) Проходной изношенный
Р – ПРизн = - y
Р – ПРизн = 28.000 – 0,003= 27,997
5) Непроходной
Р – НЕисп = ( + 0,5Н)-н
Р – НЕисп = (28,021 + 0,5 *0,004)-0,004
1.1) Расчитать калибр - скобу для отверстия 36s6 (+0.059/+0.043)
1.2) Исходные данные
=36.059 мм – наибольший предельный размер вала;
= 36.043 мм – наименьший предельный размер вала;
Н1 = 0.004 мм – допуск на изготовление калибра пробки с цилиндрической измерительной поверхностью;
z1 = 0.0035 мм – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра – пробки относительно контролируемого отверстия;
Лист
26
.
Изм Лист № докум. Подпись Дата
у1 = 0.003 – допустимый выход размера изношенного калибра - пробки за границу допуска контролируемого изделия.
Нр = 0.0015 мм – допуск на изготовление контрольных калибров для контроля калибра – скобы.
1.3 Проходной новый.
Р – ПРисп = (d – z – 0.5Н1)+н
Р – ПРисп = (36.059 – 0.0035 – 0.5 *0.004)+0,004=36.0535)+0,004
1.4 Проходной изношенный.
Р – ПРизн = + у1
Р – ПРизн = 36.059 + 0003 = 36.062
1.5 Непроходной.
Р – НЕисп = (dmin – 0.5Н1)+н1
Р – НЕисп = (36.043 – 0.5*0.004)=36.041+0.004
6.3 Расчет контролируемого калибра
1. Проходной новый.
К – ПРисп = ( - z + 0.5Нр)-нр
К – ПРисп = (36.059 – 0.0035 – 0.5 *0.004)-0,0015=36.0535)-0,0015
2 Проходной изношенный.
К – ПРизн = ( + у1+ 0.5Нр)-нр
К – ПРизн = (36.059 + 0.003+0.5*0,0015)=36.0627-0,0015
3 Непроходной.
К – НЕисп = (dmin++ 0.5Нр)-нр
К – НЕисп = (36.043 + 0.5*0,0015)=36.04375-0,0015
Рисунок 6.1 Схема расположения полей допусков исполнительного размера калибра пробки.
Рисунок 6.1 Схема расположения полей допусков исполнительного размера калибра скобы.
Заключение
В расчетно – графической работе были рассмотрены и рассчитаны основные типы посадок применяемых в машиностроительных и станкостроительных производствах, а также были выполнены эскизы основным узлов и деталей.
Список использованной литературы
Радкевич Я.М. Cтиртладзе А.Г., Лактионов Б.И., Метрология стандартизация и сертификация: Учеб. Для ВУЗов – Москва :. Высш. Шк. 2007.-800с.
Лифиц И.М. Стандартизация, метрология и сертификация : Учебник – М.: Юрайт – издат ,2004 . – 296с.
Сергеев А.Г. Метрология, стандартизация, сертификация . А.Г. Сергеев М.В.Латышев В.В. Терегеря – Москва : Логос, 2005 – 356 с.
Допуски и посадки. Справочник. Под. Ред. В.Д. Мягкова – М.: Машиностроение. 1982.-567с.
Стандарты систем . ОНВ, ЕСТП, ЕСДП, ЕСКД, ЕСТД, ГСС, ГСИ.
Скачать: