Обґрунтування, розрахунок та вибір посадок типових з’єднань деталей машин

Міністерство освіти і науки України

Національний  університет біоресурсів і природокористування  України

 

 

 

 

 

 

 

Кафедра надійності техніки

 

Курсова робота з предмету:

«Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання»

Тема: “Обґрунтування, розрахунок та вибір посадок типових з’єднань деталей машин"

Варіант № 48   Рис. № 23

 

 

Керівник: Бистрий О. М.                                                                                       Виконав:

Допущено  до  захисту:                                                                студент II – го курсу

“____”_________ 2012 р.                                                                                група КД - 102

Захищено  з  оцінкою:____                                         Танський Микола Андрійович 
_____________________

(підпис)

 

 

 

 

 

 

 

Київ 2012

Зміст

 

1. Вступ.................................................................................................................1.

 

2.  Розрахунок і вибір посадок гарантованого зазору для з’єднань типу

“ вал – підшипник ковзання”...............................................................................2.

 

3. Розрахунок і вибір посадок гарантованого натягу  для з’єднань типу

“ вал – втулка”......................................................................................................7.

 

4. Обґрунтування і призначення посадок перехідного характеру по граничному значенню зазору (Smax), та розрахунок ймовірності

забезпечення  зазору - натягу..............................................................................13.

 

5. Розрахунок та вибір посадок для з’єднань із підшипниками кочення ……17.

 

6. Вибір та призначення посадок для шпонкових і шліцьових з’єднання.......23.

 

7. Призначення посадок для гладких циліндричних з’єднань методом

аналогії.................................................................................................................30.

 

8. Використана література..............................................................................39.

     

 

 

 

 

 

 

Вступ

В техніці при розробці, компонуванні та конструюванні

приладів та пристроїв необхідно  забезпечувати якість виготовлення пристроїв та обладнання. Для забезпечення якості таких пристроїв необхідно  використовувати методи розрахунку галузі метрології, стандартизації, взаємозамінності та технічних вимірювань.

Взаємозамінність ( пов’язує в єдине ціле конструювання технологію виробництва і контроль приладів та пристроїв електромеханіки та ін. ), згідно з ДСТУ  1.1:2001 - це здатність одного виробу, процесу чи послуги бути використаними замість іншого для задоволення тих самих потреб. У машинобудуванні взаємозамінність – це властивість незалежно виготовлених деталей( вузлів, агрегатів ) займати свої місця без додаткових операцій обробки і виконувати при цьому свої функції відповідно до технічних умов.

Стандартизація та уніфікація деталей і елементів приладів сприяє, за допомогою стандартизованим і уніфікованим процесам в промисловості, прискоренню та зменшенню вартості конструювання і виготовлення виробів і приладів. Тому метою даної курсової роботи за допомогою діючої системи допусків і посадок принципів їх побудови і метою їх застосування, а також за допомогою способів контролю встановлених відхилень, є навчитися, виходячи із завдання, користуватися стандартами, правильно встановлюваних значення допусків і види посадок для проектованих вузлів в тому числі і норми точності геометричних параметрів.

 

 

 

 

 

 

 

Розрахунок  і вибір посадок гарантованого  зазору для з’єднань типу “ вал – підшипник ковзання ”

     Порядок розрахунку такий:

    1. Визначаю оптимальний зазор за формулою:

Sопт = 2,

де hS – гідродинамічний фактор

hS = , м ² ;

де h – товщина масляного шару в місці найбільшого зближення поверхонь вала і отвору в робочому стані, м ;

S – зазор між валом і отвором у стані спокою, м;

d_ном - номінальний діаметр спряження, м;

l – довжина спряження, м;

ω – кутова швидкість, рад/с;

ɳ - абсолютна в’язкість оливи при робочій температурі, Па·с;

k = – конструктивний коефіцієнт з’єднання;

р- середній питомий тиск в підшипнику, Па;

p =  ,

де  – навантаження на цапфу.

      У стані  спокою під дією сили навантаження  вал знаходиться в крайньому  нижньому положенні. При обертанні сили тертя затягують мастило у вузеньку клиноподібну щілину між валом і отвором. Під дією сили тиску, що виникає в клині при відповідному співвідношенні розмірів з’єднання, частоти обертання, в’язкості масла і тиску, вал нібито спливає, спираючись на масляний клин, і зміщується в бік обертання.

      При цьому  коефіцієнт тертя найменший, знос  поверхонь найменший, а ресурс  з’єднання найбільший. Тому такий  зазор називається «оптимальний».

      2. Визначаю розрахунковий зазор з урахуванням спрацювання мікро- нерівностей на поверхні контакту.

S_роз = S_опт – 1, 4( R_ZD - R_zd  ),

де R_ZD і R_zd висота нерівностей профілю отвору і вала ( шорсткість ), мкм;

    3.  Вибираю необхідну стандартну посадку, яка задовольняє умову:

S_ср.ст ≈ S_розр

 де S_ср.ст – середній зазор стандартної посадки, мкм.

Стандартну посадку вибирають  за ДСТУ ISO.

     При виборі посадок підшипників ковзання перевагу потрібно надавати посадкам переважаючого застосування. Посадки в яких S_{min cm} = 0, вибирати не можна .

    4. Перевіряю правильність посадки ( достатність шару мастила ), визначаю найменшу товщину шару мастила, яке забезпечує умови рідинного тертя:

h_min ≥ R_ZD + R_zd

     5. Розраховую  коефіцієнт  запасу  міцності:

К_Т = ;        К_Т  ≥ 2;

 

 

      Отже, мені потрібно розрахувати і вибрати посадку гарантованого зазору для з’єднань типу “ вал – підшипник ковзання ”, за табличними даними.

      1. Визначаю оптимальний зазор за формулою:

Sопт = 2,

hS = =223 мкм²

тоді Sопт = 2 = 30,5  мкм.

      2. Розрахунковий зазор становить:

S_роз = 30, 5 – 1, 4(0, 03 + 0, 4) = 30 мкм.

      3. Стандартна переважаюча посадка, яка задовольняє умову:

S_ср.ст ≈ S_розр   Ø 105

в якій ,

S_max = Es – ei =22+27 = 49 мкм.

S_min = Ei – es = 12 мкм,

тому  S_ср.ст = ₌ = 30,5 мкм,

тобто 30,5 ≈ 30 мкм.

 

 

4. Перевіряю правильність вибору посадки:

а) найменша товщина шару мастила за формулою:

h_min = _{= =} 4,7 мкм

б) умова h_min ≥ R_ZD + R_zd дотримується, бо 4.7 ˃ 0,03+0,4.

5. Розраховую  коефіцієнт  запасу  міцності:

К_Т = ;  К_Т  ≥ 2;

₌ =540 мкм

= 49 – 12 = 37 мкм

К_Т = = 14,3 мкм

Умова виконується:  14,3 > 2;

 6. Призначаю засоби вимірювання орієнтуючись на конструктивні особливості деталей, метрологічні та економічні показники та користуючись ГОСТ 8.051-81. Результати заношу в таблицю 1.

Таблиця 1.1. Засоби вимірювання для контролю деталей з’єднання

Назва деталі, її номінальний розмір, поле допуску	Величина допуску деталі IT, мм	Допустима похибка вимірювання  ±δ, мкм	Назва засобу вимірювання	Границі вимірювань, мм	Граничні похибки інструменту  Δlim, мкм
Отвір	0,022	6,0	Нутромір індикаторний	80-120	5,5
Вал	0,015	5,0	Мікрометр підвищеної точності	80-120	7,0

 

 

 

 

 

 

 

Розрахунок  і вибір посадок гарантованого  натягу  для з’єднань типу “ вал  – втулка "

     Посадки з  натягом застосовують у нерухомих  з’єднаннях, причому відносна нерухомість  спряжених деталей досягається  за рахунок пружинних деформацій, які виникають при запресуванні.

    При передачі  великих крутних моментів для  розвантаження контактуючих поверхонь  застосовують додаткові деталі( шпонки, гвинти, штифти ).В цьому випадку  крутний момент передається шпонкою,  а натяг утримує деталь від  осьового переміщення.

    При силовому  способі складання з’єднань розрахункові  натяги треба коригувати в  бік збільшення внаслідок часткового  зминання нерівностей поверхонь.

    Методика розрахунку  і вибору посадок з натягом  з урахуванням конкретних умов  роботи з’єднання, розмірів, матеріалу,  питомого тиску, шорсткості поверхонь  така:

   1. Визначити допустимий  натяг:

N_min =P_min d_{н ,}

де    P_min =    -  найменший питомий тиск у площині контакту при крутному моменті M_kp, Па;

d_н – номінальний діаметр спряження, м;

l – довжина спряження, м;

C_D і C_d – безрозмірна коефіцієнти, залежні від розмірів і матеріалу деталей з’єднання і визначаються за формулами:

C_D = + μ_D

 

C_d = - μ_D 

d₂ - зовнішній діаметр втулки, м;

d₁  - діаметр отвору, м;

μ_D і μ_d – коефіцієнт Пуассона для матеріалів втулки і вала;

f – коефіцієнт тертя;  

E_D і E_d – модуль пружності матеріалу втулки і вала,  Па.

  2. Визначаю розрахунковий натяг з урахуванням руйнування мікронерівностей на поверхні контакту при запресуванні

N_розр = N_min + 1.2(R_ZD + R_zd),

R_ZD і R_zd – висота нерівностей профілю втулки і вала,  мкм.

  3. Вибираю стандартну посадку за ДСТУ 2500-94, яка задовольняє умову:

N_{min ст}  ≥ N_розр ,

де  N_{min ст} - найменший стандартний натяг вибраної посадки, мкм;

  4. Перевіряю міцність з’єднання:

  а)  визначаю найбільший питомий тиск, який може виникати при вибраній посадці, Па:

P_max =  _,

де  N_{min ст}  - найбільший стандартний натяг обраної посадки, мкм;

  б) визначаю найбільше припустиме напруження у втулці і валі, Па:

 

P_{пр D} = 0.58Ϭ_TD^,

 

P_{пр d} = 0.58Ϭ_Td^,

де Ϭ_TD і Ϭ_Td межа текучості матеріалу втулки і вала, Па.

  в) перевіряю міцність втулки і валу, дотримуючись умови:

P_max  ≤ P_прD

P_max ≤ P_прd

     Отже, мені потрібно розрахувати і вибрати посадку гарантованого натягу для з’єднань типу “ вал – втулка ”, за табличними даними.

  1. Визначу найменший натяг

P_min = = 9·10⁶ Па;

C_D = + 0.3 =2.4;

C_d = 1 - 0, 38 = 0, 62 (при d₁ = 0);

  

Тоді: N_min =9·10⁶ · 0.075 ₌ 1.8 · 10¹⁷ = 1.8 мкм.

 

 2. Визначаю розрахунковий натяг:

N^’_розр = 1.8 + 1.2(6, 3 + 6, 3) = 16, 92 мкм.

 3. Стандартна переважна посадка, яка за ГОСТ 25346 – 82 задовольняє умову N_{min ст}  ≥ N_розр , буде Ø 75 , у якої N_{min ст}  = 29 мкм; N_{max ст}  = 78 мкм, тобто 29 ≥ 16,92.

 4. Перевіряю на міцність:

 а) найбільший питомий  тиск для посадки  Ø 75

 

P_max = ₌ 41, 3 · 10⁷ Па = 41, 3 МПа

  б) найбільше напруження у втулці і валу

P_{пр D} = 0.58 · 340 ⁼ 126, 2 МПа;

P_{пр d} = 0.58 · 100 ⁼ 58 Мпа.

   в) Умова міцності втулки витримується

41,3 ≤  126,2.

              Отже, посадка обрана правильно.

       Якщо  умова міцності не витримана  для цієї посадки, то треба  вибрати іншу посадку і знову  перевірити на обидві умови.

       Для  спряжень,  в яких крутний момент  передається додатковими деталями ( гвинт, штифт, шпонка ), нерухому  посадку можна вибрати методом  аналогії.

       При  одному і тому ж натягу міцність  з’єднання залежить від матеріалу,  розмірів деталей, шорсткості  і зусилля запресування… Тому  важливо знати способи складання  деталей і необхідне зусилля  для їх виконання.

       Зусилля запресування визначається:

P_запр = p_max π·d_нl·f.

       Зусилля розпресування складає: P_розпр = 1,2…1,5 P_запр

     У даному завданні зусилля запресування буде:

P_запр = 42, 49 ·10⁶ · 3, 14 · 0,075 · 0,085 · 0, 05 = 42527H = 425.2 kH.

    5. Призначаю засоби вимірювання орієнтуючись на конструктивні особливості деталей, метрологічні та економічні показники та користуючись ГОСТ 8.051-81. Результати заношу в таблицю 2.

 

 

Таблиця 2. Засоби вимірювання для контролю деталей з’єднання

Назва деталі, її номінальний розмір, поле допуску	Величина допуску деталі IT, мм	Допустима похибка вимірювання  ±δ, мкм	Назва засобу вимірювання	Границі вимірювань, мм	Граничні похибки інструменту  Δlim, мкм
Отвір	0,030	9,0	Нутромір індикаторний	50-80	5,0
Вал	0,019	5,0	Мікрометр підвищеної точності	50-80	6,0