Привет студент

ОТЧЁТ

по расчётно-графической работе

по дисциплине «Взаимозаменяемость»

 

 

Содержание

 

Введение………….………….………….………….……………...………	3
1 Расчёт посадки с натягом………….………….………….…...…..……	4
1.1 Назначение посадки с натягом………….………….…...…..……….	4
1.2 Расчёт и выбор посадки с натягом………….………….………..…..	4
2 Расчёт переходной посадки………….………….………….………..…	9
2.1 Назначение переходных посадок………….………….…….……….	9
2.2 Расчёт переходной посадки на вероятность получения натягов и зазоров………….………….………….………….………….………..…...	10
3 Расчёт и выбор гладких калибров для переходной посадки………....	14
3.1 Назначение калибров………….………….………….…………..…...	14
3.2 Расчёт исполнительных размеров гладких калибров………..…......	14
Шпонки
Шлицы
4 Расчёт и выбор посадок подшипников качения………….……...……	17
4.1 Назначение подшипников качения………….………….…………...	17
4.2 Расчёт и выбор посадок………….………….………….…………….	17
4.2.1 Посадка на вал………….………….………….………….…………	18
4.2.2 Посадка в корпус………….………….………….………….………	19
Заключение………….………….………….………….………….……….	21
Список используемых источников………….………….………….……	22

 

 

 

Введение

 

На современных машиностроительных заводах детали, как правило, изготавливают независимо друг от друга в одних цехах, а собирают в сборочные единицы и изделия  ̶  в других. При сборке широко используют нормальные крепежные детали, детали из резины и пластмасс, различные виды подшипников качения, электротехнические и другие комплектующие готовые изделия, изготовленные в разное время и на разных заводах. Несмотря на это, сборка изделия осуществляется без подгонки деталей, а полученные в результате сборки изделия отвечают установленным на них техническим условиям. Такая организация производства стала возможной благодаря реализации принципов нормирования требований к деталям, сборочным единицам, механизмам, машинам, используемых при конструировании, благодаря которым предоставляется возможность изготавливать их независимо, собирать или заменять в процессе ремонта без дополнительной обработки при соблюдении технических требований к изделию.

Взаимозаменяемость  ̶  свойство независимо изготовленных с заданной точностью деталей (сборочных единиц) обеспечивать возможность бесподгоночной сборки (или замене при ремонте) сопрягаемых деталей в сборочные единицы, а сборочных единиц  ̶  в механизмы и машины при соблюдении предъявляемых к ним (сборочным единицам, механизмам, изделиям) технических требований.

Принципы взаимозаменяемости являются основополагающими при конструировании, обеспечиваются при изготовлении и используются при эксплуатации.

Две или несколько неподвижно или подвижно соединяемых деталей называются сопрягаемыми поверхностями. Остальные детали называют несопрягаемыми (свободными).

В соединениях деталей различают охватывающие и охватываемые поверхности.

Охватывающей поверхностью называется элемент детали с внутренней сопрягаемой поверхностью (отверстие).

Охватываемой поверхностью называется элемент детали с наружной сопрягаемой поверхностью (вал).

Посадка  ̶  характер соединения двух деталей, определяемый разностью их размеров до сборки.

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Расчёт посадки с натягом

 

1.1 Назначение посадок с натягом

 

Посадки с натягом предназначены для получения неподвижных неразъемных соединений, причём относительная неподвижность сопрягаемых деталей обеспечивается благодаря упругим деформациям, возникающим при соединении вала с отверстием, При этом предельные размеры вала больше предельных размеров отверстия. В некоторых случаях для повышения надёжности соединения дополнительно используют штифты или другие средства крепления, при этом крутящий момент передаётся штифтом, а натяг удерживает деталь от осевых перемещений.

Благодаря надежности и простоте конструкций и сборки узлов, включающих в себя соединения с натягом, применяются во всех отраслях машиностроения (например, при сборке оси с колесом для железнодорожного транспорта, втулок с валами, ступицы червячного колеса с венцом и т.д.).

Выбор способа получения соединения (под прессом, с нагревом охватывающей или охлаждением охватываемой детали и т.д.) определяется конструкцией деталей, их размерами, требуемым натягом и другими факторами.

Надёжность посадок с натягом зависит от многих факторов: механических свойств материалов соединяемых поверхностей, шероховатости и геометрии поверхностей, конструктивных факторов, величины натяга, метода сборки и т.д. Одна часть этих факторов учитывается при расчёте посадки с натягом, а другую часть учесть в расчётах трудно или невозможно, поэтому в ответственных случаях выбранную в соответствии с расчётом посадку рекомендуется проверять экспериментально.

Расчёт посадки с натягом выполняется с целью обеспечить прочность соединения, т.е. отсутствие смещения сопрягаемых деталей. Исходя из первой части цели, необходимо рассчитать минимальный натяг (обеспечить отсутствие пластической деформации сопрягаемых деталей).

 

1.2 Расчёт и выбор посадки с натягом

 

Исходные данные:

Номинальный диаметр d=80 мм;

Внутренний диаметр вала d₁=50 мм;

Наружный диаметр вала d₂=128 мм;

Длина сопряжения l=80 мм;

Крутящий момент М_кр=175 Н·м

Материал вала: сталь 45;

Коэффициент Пуассона µ=0,3;

Модуль упругости Е=2·10¹¹ Па;

Предел текучести σ=36·10⁷ Па;

Коэффициент трения сцепления f=0,15;

Расчёт посадки:

Определяем величину удельного контактного эксплуатационного давления Р_э при действии крутящего момента:

,                                                                                         (1.1)

 

Рассчитаем величину наименьшего расчётного натяга, исходя из условия, что поверхности сопрягаемых деталей предельно гладкие:

                                                                          (1.2)

                      (1.3)

                   (1.4)

 

Определяем величину наибольшего расчётного натяга:

,                                                                                   (1.5)

где [P]_max  ̶  предельно допустимое контактное давление на поверхность

для вала:

                                                                           (1.6)

для отверстия:

                                                                           (1.7)

где σ_Т  ̶  условной предел текучести.

Определяем монтажные натяги:

                                                                            (1.8)

                                                                            (1.9)

                                                                          (1.10)

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

                                                                                                       (1.11)

                                                                 (1.12)

                                                                                 (1.13)

                                                                                          (1.14)

По расчётному значению коэффициента α устанавливается квалитет. Для 5-10 квалитета k=2, для 11 и грубее k=1.

Так как α=59.1 то квалитет 9…10, значит K=2, следовательно:

 

Выбор посадки.

Выбор посадки определяется по таблицам ГОСТ 25347-82, исходя из:

,

.

Определяем предельные табличные натяги:

,

.

Выбираем посадку Ø80 образованную в системе отверстия:

,

.

Проверяем условия выборки посадки, т.е.:

d_max=d+es=80.000+0.192=80.192 мм

d_min=d+ei=80.000+0.146=80.146 мм

D_max=D+ES=80.000+0.046=80.046 мм

D_min=D+EI=80.000+0=80.000 мм

TD=ES-EI=0.046-0=0.046 мкм

Td=es-ei=0.192-0.146=0.046 мкм

 

 

1000:1

Рисунок 1 ̶  Схема расположения полей допуска посадки Ø80

 

Рисунок 2 ̶  Эскизы сопрягаемых деталей

 

 

2 Расчёт переходной посадки

 

2.1 Назначение переходных посадок

Переходные посадки предназначены для неподвижных, но разъёмных соединений. Они обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей. При выборе переходных посадок необходимо учитывать, что для данной группы посадок характерна возможность получения как зазоров, так и натягов.

Натяги, которые получают в переходных посадках, имеют относительно малую величину и обычно требуют проверки деталей на прочность. Исключение составляют лишь отдельные группы тонкостенных деталей. Натяги, полученные в переходных посадках недостаточны для передачи соединением значительных крутящих моментов или усилий. Необходимо отметить, что получение натягов в каждом из собранных соединений по переходной посадке не гарантированно без предварительной сортировки деталей. Исходя из этого, переходные посадки применяют с дополнительным креплением соединяемых деталей шпонками, штифтами, винтами и т.д. Но если сдвигающие силы или крутящие моменты малы, то они используются без дополнительного крепления.

Зазоры, которые получены в переходных посадках также относительно малы, что предвещает относительное смещение (эксцентриситет) соединяемых деталей.

Единая система допусков и посадок ЕСДП предусматривает несколько типов переходных посадок, которые различаются вероятностью полученных зазоров и натягов. Чем больше вероятность получения натяга, тем более прочной является посадка. Более прочные посадки назначаются для более точного центрирования деталей при ударных и вибрационных нагрузках. Причём в этом случае необходимо обеспечить неподвижность соединяемых деталей. Однако сборка соединяемых деталей с более прочными насадками  усложняется и требует значительных усилий, поэтому назначая посадки в соединениях, где предполагается частая разборка и повторная сборка для избегания повреждения сопряжения деталей необходимо применять менее прочные посадки. 

Переходные посадки установлены в относительно точных квалитетах:

валы  ̶  4…7 квалитет, отверстия  ̶  5…8 квалитет. Причём отверстие в переходных посадках назначаются на квалитет грубее, чем вал. Основной ряд переходных посадок образуется валами 6 квалитета и отверстиями 7 квалитета. Для более точных посадок характерно повышение точности сборки. В этом случае абсолютные значения зазоров и натягов уменьшается и, благодаря этому, повышается точность центрирования и снижается сборочное усилие. Для менее точных посадок вероятность получения зазоров сохраняется или увеличивается, но в этом случае соединение получается менее прочным. В отдельных случаях возможно применение переходных посадок с другими сочетаниями допусков отверстий или валов.

Выбор переходных посадок чаще всего производится по аналогии с известными соединениями. Поэтому расчёт переходных посадок выполнятся, как правило, редко и является проверочным расчётом. Проверочный расчёт включает в себя:

- расчёт вероятности полученных зазоров или натягов соединения;

-расчёт наиболее допустимого зазора по известному предельно-допустимому эксцентриситету соединения;

-расчёт прочности деталей, если детали тонкостенные.

Определить вероятность получения соединений с натягом и зазором, вероятные величины натягов и зазоров.

 

2.2 Расчёт переходной посадки на вероятность получения натягов и зазоров

 

Исходные данные:

Ø30 

По таблицам ГОСТ 25347-82 находим значения допусков и предельные отклонения для данной посадки.

Имеем ES=+33 мкм;          es=+15 мкм

             EI=0                        ei=+2 мкм

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

d_max=d+es=30.000+0.015=30.015

d_min=d+es=30.000+0.002=30.002

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

D_max=D+ES=30.000+0.033=30.033

D_min=D+EI=30.000+0=30.000

Определяем допуски отверстия и вала:

TD=ES-EI=0.033-0=0.033=33 мкм

Td=es-ei=0.015-0.002=0.013=13 мкм

Рассчитаем N_max и S_max:

N_max=d_max-D_min=30.015-30.000=0.015 мм

S_max= D_min- d_max=30.033-30.002=0.031 мм

Определяем средний натяг-зазор:

Определяем среднее квадратическое отклонение (СКО) натяга-зазора:

 

Определяем предел интегрирования функции F(z) при N_i=0:

В зависимости от z, F(z)=0.4115

Рассчитываем вероятность получения соединения с зазором и натягом:

P_S=0.5+F(z)=0.5+0.4115=0.9115

P_N=1- P_S=1-0.9115=0.0885

Находим процент соединения с зазором:

P_S=100·0.9115=91.15%

Находим процент соединения с натягом:

P_N=100- P_S=100-91.15=8.85%

Рассчитываем вероятностные величины натягов и зазоров:

S(P_S)=S(N)_m+3σ_S(N)=0.008+3·0.005911=0.025733=25.733 мм

S(P_N)= S(N)_m-3σ_S(N)= 0.008-3·0.005911=-0.009733=-9.733 мкм

Координата распределения вероятности появления зазоров  ̶  натягов при x=x_c (т.е. Z=0) определяется по формуле:

Таким образом, при сборке 91.15% всех соединений (912 из 1000) получены с зазорами и 8.85% (88 из 1000) будут с натягом.

 

500:1

 

Рисунок 3  ̶ Схема расположения полей допуска посадки Ø30

 

Рисунок 4 ̶  Кривая интегральной функции распределения

 

 

 

3 Расчёт и выбор гладких калибров для переходной посадки

 

3.1 Назначение калибров

 

Калибры  ̶  это бесшкальные инструменты, предназначенные для контроля годности деталей. Они применяются главным образом в условиях крупносерийного и массового производств, где на каждом рабочем месте в течение длительного времени выполняется одни и те же технологические операции. В этих условиях важно знать не действительный размер детали после каждой операции (каждый станок предварительно настраивается на получение заданного размера), а находиться ли заданный размер детали на выполняемой операции в пределах поля допуска, т.е. является ли деталь годной. Калибрами проверяется годность деталей с допусками от IT6 до IT17. Калибрами проверяют годность гладких цилиндрических, конусных, резьбовых и шлицевых деталей.

Калибры для контроля размеров отверстий называются калибрами  ̶  пробками, а для контроля валов  ̶  калибрами  ̶  скобами. В комплект входят два предельных калибра: проходного ПР и непроходного НЕ. Проходным калибром проверяют предельный размер детали (втулки или вала), соответствующий максимуму материала проверяемого объекта. Непроходным калибром проверяют предельный размер, соответствующий минимуму материалу контролируемого объекта.

Номинальным размером проходного калибра  ̶  пробки является наименьший размер отверстия, а для калибра  ̶  скобы наибольший размер вала. Номинальным размером непроходного калибра  ̶  пробки является наибольший размер отверстия, а непроходного калибра  ̶  скобы наименьший размер вала. В процессе контроля деталь считается годной, если проходной калибр (ПР) под действием силы тяжести или силы, примерно равной, ей подходит, а непроходной калибр не проходит по контролируемой поверхности детали. Если при контроле окажется, что проходной калибр не проходит, то деталь является бракованной, но это брак исправимый. Если по контролируемой поверхности детали проходит непроходной калибр, то брак неисправимый. В первом случае есть слой металла, снятием которого можно достичь требуемого размера, во втором случае  ̶  такого слоя металла нет и получить размер в пределах заданного уже невозможно. Таким образом, калибры являются контрольными инструментами, которые предназначены не для определения числового значения размера, а определения находится ли заданный размер в пределах поля допуска этого размера.

 

3.2 Расчёт исполнительных размеров гладких калибров

 

Для указанного типа соединения обосновать выбор конструкции калибра и варианта исполнения рабочего калибра.

Построить схему расположения полей допусков проходного и непроходного калибра. На эскизе показать исполнительные размеры с допуском; шероховатость обработки исполнительных поверхностей, требования к точности формы и расположения. Дать маркировку калибра. Построить в выбранном масштабе схемы полей допусков рабочих и контрольных калибров.

Исходные данные:

Тип калибра К-пробка

Тип соединения: переходная

Номинальный диаметр D=30 мм

Поле допуска Н8

Предельные отклонения Ø30Н8 согласно ГОСТ 2789-73 равны основное отклонение – 0, ES равно +33 мкм. Максимальный предельный размер отверстия Dmax=30.033 мм, минимальный предельный размер отверстия Dmin=30.000 мм. По ГОСТ 24853-81, для квалитета IT8 и интервала размеров 18-30 мм находим параметры допуска на изготовление калибра-пробки Н=4; Z=5; y=4.

Рассчитаем калибр-пробку для данного отверстия

Проходной новый:

ПР_max=D_min+Z+H/2=30.000+0.005+0.004/2=30.007 мм.                      (3.1)

ПР_min=D_min+Z-H/2=30.000+0.005-0.004/2=30.003 мм.                        (3.2)

Проходной изношенный:

ПР_изн=D_min-у=30.000-0.004=29.996 мм.                                               (3.3)

При достижении этого размера калибр ПР изымается из эксплуатации.

Непроходной:

НЕ_max=D_min+H/2=30.033+0.004/2=30.035 мм.                                     (3.4)

НЕ_min=Dmin-H/2=30.033-0.004/2=30.031 мм.                                     (3.5)

 

1000:1

 

Рисунок 5  ̶  схема расположения полей допусков изделия и рабочих калибров к нему

 

 

Рисунок 6  ̶  Маркировка и обозначения исполнительных размеров калибр – пробки

 

 

 

4 Расчёт и выбор посадок подшипников качения

 

4.1 Назначение подшипников качения

 

 Подшипники качения работают в самых разнообразных эксплуатационных условиях и призваны обеспечивать требуемую точность и равномерность вращения подвижных частей машин. Являясь стандартными узлами, подшипники качения имеют полную взаимозаменяемость по присоединительным поверхностям, определяемым наружным диаметром наружного и внутренним диаметром внутреннего колец.

Качество самих подшипников качения определяется рядом показателей, в зависимости от величины которых стандартами ГОСТ 520-71 и СТ СЭВ 774-77 установлены пять классов точности, обозначаемых в порядке повышения точности: 0, 6, 5, 4 и 2. Класс точности подшипника выбирается исходя из требований, предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма. В машино- и приборостроении при средних и малых нагрузках, нормальной  точности вращения обычно применяют подшипника класса точности 0. Для тех же условий, но при повышенных требованиях к точности вращения используют подшипники класса точности 6. подшипники классов точности 5 и 4 применяют только при больших скоростях и жестких требованиях к точности вращения, а класса точности 2  ̶  лишь в особых условиях. Класс точности (кроме класса 0) указывают через тире перед условным обозначением подшипника.

 

4.2 Расчёт и выбор посадок

 

Исходные данные для варианта 8:

Подшипник № 2212 (ГОСТ 8338-75)  ̶  радиальный с короткими цилиндрическими роликами;

Класс точности  ̶  0;

Радиальная нагрузка R=30 кН;

Вал вращается, нагрузка с толчками и вибрацией.

Согласно ГОСТ 8338-75 находим основные размеры подшипника:

D=60 мм, D=110 мм, В=22 мм, r=2.5 мм.

Определяем вид нагружения колец заданного подшипника, т.к. вращается вал, а корпус неподвижен, то внутренне кольцо подшипника будет испытывать циркуляционное нагружение, а наружное  ̶  местное.

Произведём расчёт и выбор посадки циркуляционно нагруженного кольца. Определим интенсивность радиальной нагрузки посадочной поверхности по формуле 4.1.

,                                                                                   (4,1)

Где F_R  ̶  радиальная нагрузка на опору, кН;

b  ̶  рабочая ширина посадочной поверхности кольца подшипника за вычетом фасок (b=B-2r), м;

k₁ ̶  динамический коэффициент посадки. Зависит от характера нагрузки;

k₁=1 при нагрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации;

k₁=1.8 при нагрузке до 300%, сильных толчках и вибрации;

k₂  ̶  коэффициент, учитывающий неравномерности распределения радиальной нагрузки F_R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки F_a на опору.

 

B=22-2·2.5=17 мм

Н/мм

После определения интенсивности нагрузки определяем P_R кольца испытывающего циркулярное нагружение по таблице 5.3 [1] после допуска сопрягаемой с данным кольцом детали.

Найденным значениям соответствует основное отклонение n. Номер квалитета зависит от класса точности подшипника. При посадке на вал для классов точности 0.6  ̶  IT6

 4.5  ̶  IT5

2  ̶  IT4

Для соединения в/к с валом подшипника принимаем поле допуска n6.

По таблицам ГОСТ 25347-82 определяются предельные отклонения размеров посадочных поверхностей вала и корпуса.

 

4.2.1 Посадка на вал

 

Предельные отклонения вала Ø60n6 составляют:

Es=+39 мкм, ei=+20 мкм.

Предельные отклонения внутреннего кольца:

 ES=0, EI=-12 мкм.

Найденные отклонения наносим на схему, где указываем предельные натяги.

Обозначение поля допуска внутреннего кольца – LO

 

 

 

 

1000:1

 

Рисунок 7  ̶  Схема расположения полей допусков при посадки на вал

 

4.2.2 Посадка в корпус

 

Предельные отклонения отверстия Ø110Н7:

ES=0, EI=+35 мкм

Предельные отклонения наружного кольца подшипника:

 ei=0, es=-15 мкм

Обозначение поля допуска наружного кольца  ̶  LO

 

1000:1

Рисунок 8  ̶  Схема расположения полей допусков при посадке в корпус

 

 

Рисунок 9  ̶  Эскизы сопрягаемых деталей

 

 

Заключение

 

Одним из основных показателей качества является точность изготовления, достижение которой напрямую связано с требуемым характером соединения. Поэтому основное внимание в данной расчётно-графической работе было уделено расчёту и выбору характеристик посадок для типовых соединений деталей и машин. В ходе работы укрепили знания по работе с технической документацией.

 

 

 

Список используемых источников

 

 

1. Третьяк Л.Н., Вольнов А.С. Практикум по дисциплине Взаимозаменяемость: учебное пособие ̶  2-е изд., перераб. И доп.  ̶  Оренбург: ООО НикОс, 2011, -240с.
2. Интернет-ресурсы.

Скачать: kursach-po-vzaimozamenyaimosti-oformlenie.rar