Бесплатный Банк Рефератов - Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения

Знание — сила. Библиотека научных работ.
~ Портал библиофилов и любителей литературы ~

Меню

Поиск

Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения

МАЭ РФ

Северский государственный технологический институт

Кафедра ТМ и Г

ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ И

ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ

ВСТИ.800.11.01 РР

Преподаватель

_________________

«______» _____________

Студента гр.

________________.

«______» _____________.

Содержание

Введение

1 Цель работы

2 Данные для расчета

3 Расчет калибров

4 Расчет резьбового соединения

5 Посадки подшипников качения

6 Расчет размерных цепей

Литература

Введение

При современном развитии науки и техники, при организованном массовой производстве стандартизация, основанная на широком внедрении принципов взаимозаменяемости, является одним из наиболее эффективных средств, способствующих прогрессу во всех областях хозяйственной деятельности и повышению качества выпускаемой продукции.

Данная курсовая работа выполнена с целью закрепления теоретических положений курса, излагаемых в лекциях и обучение самостоятельной работе со справочной литературой.

1 Цель работы

1.1 Для указанного в задании сопряжения рассчитать и подобрать стандартную посадку с натягом или зазором

1.2 Для узла подшипника качения, имеющего постоянную по направлению нагрузку, рассчитать посадку для циркуляционно – нагруженного кольца и подобрать посадку для местно нагруженного кольца.

1.3 Вычертить схемы расположения полей допусков на кольца подшипников, вала и корпуса. Для данного резьбового соединения определить все номинальные значения параметров резьбы, допуски и отклонения.

1.4 Рассчитать заданные параметры цепи.

2 Расчет посадки с натягом

Расчет посадок с натягом выполняется с целью обеспечить прочность соединения, то есть отсутствие смещений сопрягаемых деталей под действием внешних нагрузок, и прочность сопрягаемых деталей.

Исходные данные для расчета берутся из задания и сводятся в таблицу 1.

Таблица 1 – Исходные данные для расчета посадок с натягом

Наименование величины

Обозначение

в формулах

Численная величина

Единица измерения

Крутящий момент

256

Н×м

Осевая сила

Номинальный размер соедине-

Ния

dн.с

мм

Внутренний диаметр вала

мм

Наружный диаметр втулки

мм

Длина сопряжения

мм

Коэффициент трения

0,08

Модуль упругости материала втулки

0,9×1011

Н/м2

Модуль упругости материала вала

2×1011

Н/м2

Коэффициент Пуассона мате-

Риала втулки

0,33

Коэффициент Пуассона мате-

Риала вала

0,3

Предел текучести материала втулки

sT1

20×107

Н/м2

Предел текучести материала вала

sT2

800×107

Н/м2

Шероховатость втулки

RzD

2,5

мкм

Шероховатость вала

Rzd

1,3

мкм

Наименьший расчет натяга определяется из условия обеспечения прочности соединения (неподвижности), из условия обеспечения служебного назначения соединения /1, с.333/.

Только при действии Т

(1)

только при действии Fа

(2)

При одновременном действии Fa и Т:

(3)

По полученным значениям Р определяется необходимая величина наименьшего расчетного натяга

(4)

где Е1, Е2 – модуль упругости материалов охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей соответственно, в Н/м2;

с1, с2 – коэффициенты Ляме, определяемые по формулам

(5)

Определяется величина минимального допускаемого натяга /1, с.335/

(6)

где gш – поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения,

(7)

gt – поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей t0 и td и температуры сборки tсб, различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей (aD и ad),

(8)

Здесь DtD = tD - 20° - разность между рабочей температурой детали с отверстием и нормальной температурой;

Dtd = td - 20° - разность между температурой вала и нормальной температурой;

aD, ad – коэффициенты линейного расширения материалов деталей с отверстием и вала.

gц – поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил; для сплошного вала и одинаковых материалов соединяемых деталей

, (9)

где u - окружная скорость на наружной поверхности втулки, м/с;

r - плотность материала, г/см3.

gп – добавка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках; определяется опытным путем.

Определяем максимальное допускаемое удельное давление , при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.

В качестве берется наименьшее из двух значений Р1 или Р2:

, (10)

, (11)

где и - пределы текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей, Н/м2;

Определяется величина наибольшего расчетного натяга

. (12)

Определяется величина максимального допустимого натяга с учетом поправок

, (13)

где gуд – коэффициент увеличения удельного давления у торцов охватывающей детали;

gt – поправка, учитывающая рабочую температуру, которую следует учитывать если натяг увеличится.

Выбирается посадка из таблиц системы допусков и посадок /1,с.153/.

Условия подбора посадки следующие:

– максимальный натяг в подобранной посадке должен быть не больше , то есть

; (14)

– минимальный натяг в подобранной посадке должен быть больше , то есть

. (15)

Расчитывается необходимое усилие при запрессовке собираемых деталей,

, (16)

где fn – коэффициент трения при запрессовке, fn=(1,15…1,2) f;

Pmax – максимальное удельное давление при максимальном натяге , определяемое по формуле

. (17)

По полученным данным (Приложение Б) чертим схему расположения полей допусков “отверстия” и “вала”.

Схема к расчету посадки с натягом показана на рисунке 1.

Рисунок 1 – Схема к расчету посадки с натягом

Расчет посадок с натягом выполнен на ЭВМ и результат расчета приведен в (приложении Б).

Выбираем посадку по таблицам системы допусков и посадок. Условия подбора следующие:

а) максимальный натяг Nmax в подобранной посадке должен быть не

более [Nmax]:

б) минимальный натяг Nmin в подобранной посадке должен быть больше [Nmin]:

Так как условие минимума выполняется, то выбираем данную посадку.

Графическое расположение полей допусков посадки d50 H8/g8 показано на рисунке 2.

Рисунок 2 – Схема расположения полей допусков «отверстие»

и «вал» к расчету посадки с натягом

3Расчёт калибров

3.1 Расчёт исполнительных размеров гладких калибров (скоб)

Калибр (скоба) предназначена для контроля вала Æ50h8.

По СТ СЭВ 144-75 определяем верхнее и нижнее отклонения вала Æ50h8:

– верхнее отклонение вала es=0мкм;

– нижнее отклонение вала ei= – 22мкм.

Определяем предельные размеры вала:

– наибольший dmax= dH + es = 50 + 0 = 50мм;

– наименьший dmin= dH + ei= 50 – 0,022 = 49,978мм.

По таблице 2 СТ СЭВ 157-75 выписываем допуски:

– отклонение середины поля допуска на изготовление вала относительно наибольшего предельного размера изделия z1 = 5мкм

– допуск на изготовление калибров для вала H1 = 6мкм

– допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия Y1 = 4мкм

Строим схему расположения полей допусков вала, ПР и НЕ калибров (скоб) в соответствии с рисунком 2.

Определяем исполнительные размеры калибров (скоб).

В качестве исполнительного размера скобы берется наименьший предельный её размер с положительным отклонением, равным допуску на изготовление калибра.

Наименьший предельный размер ПР стороны калибра (скобы)

Наименьший предельный размер НЕ стороны калибра (скобы)

Исполнительный размер ПР стороны калибра (скобы), который ставится на чертеже калибра, равен 49,992+0,006 мм.

Исполнительный размер НЕ стороны калибра (скобы) равен 49,975+0,006мм.

Рисунок 2 – Схема расположения полей допусков для вала Æ50h6

3.2 Расчет исполнительных размеров калибров (пробок)

Калибр пробка предназначен для контроля отверстия Æ50Н8

По СТ СЭВ 144-75 определяем :

ES = 35 мкм

EJ = 0 мкм.

Определяем наибольший и наименьший предельные размеры отверстия

Dmax=D+ ES = 50 + 0,035 = 50,035мм

Dmin=D+ ES = 50 – 0 = 50мм.

Выписываем из СТ СЭВ157 – 75

Z= 5, H= 6

Наибольший ПР размер калибр – пробки:

dmaxПР = Dmin + Z + H/2 = 50 + 0,005 + 0,003 = 50,008 мм.

Исполнительный размер ПР калибр – пробки Ø 50,008-0,006 мм.

Наименьший предельный размер НЕ калибр – пробки :

dmaxНЕ = Dmax+ H/2 = 50,035 + 0,003 = 50,038 мм.

Исполнительный размер НЕ калибр – пробки Ø 50,038-0.006 мм.

4 Расчет резьбового соединения

4.1 Построение схемы расположения полей допусков резьбового отверстия гайки М12х1,25-8Н/8g.

По ГОСТ 24705-81/1,с.144/ определяем основные размеры резьбы:

наружный диаметр D=12мм;

средний диаметр D2=11,188мм;

внутренний диаметр D1=10,647мм.

По ГОСТ 16093-81 (СТ СЭВ 640-77) /1,с.153/ находим предельные отклонения диаметров резьбы:

для посадки 8Н нижнее отклонение D,D1,D2 EJ=0;

верхнее отклонение для D2 ES=+250мкм;

верхнее отклонение для D1 ES=+375мкм.

Строим схему расположения полей допусков (рисунок 3).

Рисунок 3 – Схема расположения поля допуска резьбового отверстия

гайки М12х1,25-8Н/8g

4.2 Построение схемы расположения полей допусков резьбовых калибров-пробок

По ГОСТ 24997-81(СТ СЭВ 2647-80) /4,с.64/ выписываем:

– допуск наружного и среднего диаметров резьбового проходного и непроходного калибров-пробок ТРL=6мкм;

– расстояние от середины поля допуска ТРL резьбового проходного калибра-пробки до проходного (нижнего) предела среднего диаметра контролируемой внутренней резьбы ZPL=0мкм;

– величину среднедопустимого износа резьбовых проходных калибров-пробок WGO=8мкм;

– величину среднедопустимого износа резьбовых непроходных калибров-пробок WNG=6мкм.

Страницы: 1, 2

Новости

Мои настройки

Наверх