Расчет посадок и назначение допусков

Две детали, элементы которых входят друг в друга образуют соединение. Такие детали называются сопрягаемыми деталями, а поверхности соединяемых элементов – сопрягаемыми поверхностями

ВНИМАНИЕ! Работа на этой странице представлена для Вашего ознакомления в текстовом (сокращенном) виде. Для того, чтобы получить полностью оформленную работу в формате Word, со всеми сносками, таблицами, рисунками (вместо pic), графиками, приложениями, списком литературы и т.д., необходимо скачать работу.

Содержание

Введение 5
1 Построение схемы расположения полей допусков для посадки 136 Н7/к6 8
2 Расчет посадки с зазором для подшипника жидкостного трения 9
3 Расчет посадки с натягом для соединения вала и маховика 12
4 Назначение допусков на звенья размерной цепи для механизма 15
Список литературы 17

Введение

Две детали, элементы которых входят друг в друга образуют соединение. Такие детали называются сопрягаемыми деталями, а поверхности соединяемых элементов – сопрягаемыми поверхностями. Поверхности тех элементов деталей, которые не входят в соединение с поверхностями других деталей, называются несопрягаемыми поверхностями.
В соединении элементов двух деталей один из них является внутренним, другой – наружным. В системе допусков и посадок гладких соединений всякий наружный элемент условно называется валом, всякий внутренний – отверстием.
Под размером элементов, образующих гладкие соединения, и аналогичных несопрягаемых элементов понимается: в цилиндрических соединениях – диаметр, в плоских – расстояние между параллельными плоскостями по нормали к ним. В более узком смысле в системе допусков и посадок размер – числовое значение линейной величины (диаметра, длины и т.д.) в выбранных единицах измерения (обычно в миллиметрах).
Разность размеров отверстия и вала до сборки определяет характер соединения деталей, или посадку, т.е. большую или меньшую свободу относительного перемещения деталей или степень сопротивления их взаимному смещению. Разность размеров отверстия и вала, если размер отверстия больше размера вала, называется зазором. Зазор характеризует большую или меньшую свободу относительного перемещения деталей соединения. Разность размеров вала и отверстия до сборки, если размер вала больше размера отверстия, называется натягом. Натяг характеризует степень сопротивления взаимному смешению деталей в соединении.
Отступления геометрических параметров реальных деталей от идеальных называются погрешностями.
Действительным размером (Dд, dд) называется размер, установленный измерением детали с допускаемой погрешностью. Два предельно допускаемых размера, между которыми должен находиться действительный размер годной детали, называются предельными размерами. Больший из двух предельных размеров называется наибольшим предельным размером (Dmax, dmax), меньший – наименьшим предельным размером (Dmin, dmin). Разность между наибольшим и наименьшим предельными размерами называется допуском размера:
для отверстия
TD = Dmax – Dmin; (1)
для вала
Td = dmax – dmin. (2)
Допуск является мерой точности размера. Чем меньше допуск, тем выше требуемая точность детали, тем меньше допускается колебание действительных размеров деталей и, следовательно, колебание зазоров или натягов в соединении. И наоборот, низкая точность характеризуется большим допуском.
Номинальным размером (Dн, dн) называется размер, который служит началом отсчета отклонений и относительно которого определяются предельные размеры. Номинальный размер указывают в чертежах деталей.
Отклонением размера называется алгебраическая разность между размером (действительным, предельным и т.д.) и соответствующим номинальным размером.
Действительным отклонением называется алгебраическая разность между действительным и номинальным размерами:
для отверстия
ED = Dд – Dн; (3)
для вала
ed = dд – dн. (4)
Предельным отклонением называется алгебраическая разность между предельным и номинальным размерами. Различают верхнее и нижнее предельные отклонения, применяя при этом краткие термины – верхнее и нижнее отклонение.
Верхнее отклонение – алгебраическая разность между наибольшим предельным и номинальным размерами:
для отверстия
ES = Dmax – Dн; (5)
для вала
es = dmax – dн. (6)
Нижнее отклонение – алгебраическая разность между наименьшим предельным и номинальным размерами:
для отверстия
EI = Dmin – Dн; (7)
для вала
ei = dmin – dн. (8)
Допуск размера может быть определен через предельные отклонения как алгебраическая разность между верхним и нижним отклонениями:
TD = ES – EI; (9)
Td = es – ei. (10)
Вследствие колебания размеров деталей при изготовлении значения зазоров и натягов при сборке деталей также будут колебаться. Действительным зазором или действительным натягом называются соответственно зазор или натяг, определяемые разностью действительных размеров отверстия и вала. В соединениях, где необходим зазор, действительный зазор должен находиться между двумя предельными значениями, называемыми наименьшим и наибольшим зазорами (Smin и Smax), которые определяются исходя из служебного назначения соединения. Соответственно в соединениях, где необходим натяг, действительный натяг должен и находиться между двумя предельными значениями, называемыми наименьшим и наибольшим натягами (Nmin и Nmax), которые определяются исходя из служебного назначения соединения.
Предельные зазоры или натяги чертежами непосредственно не устанавливаются. Для того, чтобы обеспечить независимое изготовление деталей соединения, а на сборке получить зазоры или натяги в требуемых пределах без дополнительной пригонки или регулировки деталей, конструктор должен назначить посадку в виде определенного сочетания полей допусков отверстия и вала. При назначении посадок номинальный размер для отверстия и вала, составляющих соединение, является общим (одинаковым) и называется номинальным размером соединения (dн.с = Dн = dн). Предельные зазоры и натяги в посадке в этом случае могут быть рассчитаны как по разности предельных размеров отверстия и вала, так и по разности их предельных отклонений.
В зависимости от взаимного расположения полей допусков отверстия и вала различают посадки трех типов: с зазором, натягом и переходные.
Посадкой с зазором называется посадка, при которой обеспечивается зазор в соединении. В посадке с зазором поле допуска отверстия расположено над полем допуска вала. Для посадок с зазором:
Smin = Dmin – dmax = EI – es; (11)
Smax = Dmax – dmin = ES – ei. (12)
Допуск зазора:
TS = Smax – Smin = (ES – EI) + (es – ei) = TD + Td. (13)
Посадкой с натягом называется посадка, при которой обеспечивается натяг в соединении. В такой посадке поле допуска отверстия расположено под полем допуска вала. Для посадок с натягом:
Nmin = dmin – Dmax = ei – ES; (14)
Nmax = dmax – Dmin = es – EI. (15)
Допуск натяга:
TN = Nmax – Nmin = (es – ei) + (ES – EI) = TD + Td. (16)
Переходной посадкой называется посадка, при которой возможно получение как зазора, так и натяга. В такой посадке поля допусков отверстия и вала полностью или частично перекрывают друг друга. Переходные посадки характеризуются наибольшими значениями натяга и зазора:
Nmax = es – EI; (17)
Smax = ES – ei. (18)
Наибольший зазор переходной посадки часто представляют в виде отрицательного наименьшего натяга, т.е.
Nmin = – Smax = ei – ES. (19)
Допуск посадки (допуск натяга или допуск зазора) для переходной посадки:
TN = TS = Nmax – Nmin = Smax – Smin = (ES – EI) + (es – ei) = TD + Td. (20)
Таким образом, для любой посадки, независимо от ее типа, допуск посадки есть сумма допусков отверстия и вала, составляющих соединение.

1 Построение схемы расположения полей допусков для посадки 136 Н7/к6

a) Пользуясь таблицей «Система отверстия. Предельные отклонения основных отверстий при размерах до 500 мм (по СТ СЭВ 144–75)» (1.27) определяем отклонения размера отверстия:
ES = + 40 мкм;
EI = 0 мкм.
б) Пользуясь таблицей «Система отверстия. Предельные отклонения валов для переходных посадок при размерах до 500 мм (по СТ СЭВ 144–75)» (1.29) определяем отклонения размера вала:
es = + 28 мкм;
ei = + 3 мкм;
в) Построим схему расположения полей допусков отверстия и вала.

г) Посадка 136 Н7/к6 – переходная. Она характеризуется наибольшим значением натяга и зазора, которые определим по формулам (17) и (18) соответственно:
Nmax = es – EI = + 28 – 0 = 28 мкм;
Smax = ES – ei = 40 – 3 = 37 мкм.

2 Расчет посадки с зазором для подшипника жидкостного трения

а) Исходные данные:
n = 240 об/мин;
;
tп = 50 oC;
;
;
;
RzD = ;
Rzd = ;
б) Найдем угловую скорость:

в) Определим среднее удельное давление p в подшипнике, которое вместе с вязкостью масла , угловой скоростью и диаметральным зазором S характеризует положение вала при установившемся режиме работы относительно центра отверстия вкладыша подшипника:
;
г) Определим допускаемую минимальную толщину масляного слоя. Коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя (k) возьмем равный 2, добавку на неразрывность масляного слоя ( ) равную 2 мкм:
.
д) Рассчитаем значение Ah:

е) Рассчитаем минимальный допускаемый зазор . По рисунку зависимости эксцентриситета ( ) от A (1.27), используя найденное значение Ah и отношение l/dн.с 0,8, найдем минимальный относительный эксцентриситет , при котором толщина масляного слоя равна . меньше 0,3. По тому же рисунку при и l/dн.с 0,8 найдем значение . Определим минимальный допускаемый зазор (толщина масляной пленки при этом зазоре больше ):
.
ж) Рассчитаем максимально допускаемый зазор . По найденному ранее значению из того же рисунка 1.27 найдем максимальный относительный эксцентриситет , при котором . Определим максимально допускаемый зазор:
.
з) По таблицам системы допусков и посадок (1.47 и др.) подберем посадку, при которой выполняются условия:
, т.е. ;
, т.е. .
,
где – средний зазор, а – оптимальный.
Рассчитаем оптимальный зазор:
,
где из рисунка 1.27 и Aопт = 0,402. Максимальную толщину масляного слоя при оптимальном зазоре определим по формуле:
.
По таблице 1.47 определим, что условиям подбора посадки наиболее близко соответствует предпочтительная посадка:
,
для которой , , а .
Практически при сборке зазоров, меньших, чем вероятностный минимальный зазор не будет:
.
Для данной посадки минимальный запас на износ:
.
и) Определим коэффициент трения при минимальном зазоре . Предварительно определим коэффициент нагруженности:
.
По таблице «Коэффициент нагруженности СR для половинных подшипников» (1.97) при находим, что значению соответствует . По таблице «Коэффициент сопротивления вращению СM для половинных подшипников с учетом трения в рабочей части» (1.100) при и находим СM = 3,685.
Тогда
.
к) Определим мощность теплообразования:
.
л) Определим теплоотвод через корпус и вал подшипника:
,
где kt – коэффициент теплоотдачи,
В связи с тем, что теплообразование существенно превышает теплоотвод через корпус в вал, избыточная теплота будет удаляться принудительной прокачкой масла.
м) Определим объем масла, прокачиваемого через подшипник:
,
где с – теплоемкость масла, , – плотность масла, кг/м3, tвых, tвх – температура масла соответственно на выходе из подшипника и на входе в подшипник.

3 Расчет посадки с натягом для соединения вала и маховика

а) Исходные данные:
;

RzD = ;
Rzd = ;

б) По известному значению внешней нагрузки и размерам соединения ( и l) определим требуемое минимальное удельное давление. Коэффициент трения (f) при установившемся процессе распреcсовки или проворачивания выбран по таблице 1.104 для материалов сопрягаемых деталей сталь-чугун.

в) Определим необходимую величину наименьшего расчетного натяга.
Для этого предварительно определим модули упругости материалов E1 и E2 и коэффициенты Пуассона и для вала и маховика соответственно по таблице 1.106. По условию задачи материал вала сталь, а материал маховика чугун. Следовательно, значения модулей упругости материала и коэффициентов Пуассона будут выглядеть следующим образом:
;
.
Найдем коэффициенты Ляме c1 и c2. Т.к. вал сплошной,

.
Определим непосредственно необходимую величину наименьшего расчетного натяга:

г) Определим с учетом поправок к величину минимального допустимого натяга.
Рассчитаем поправку, учитывающую смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения:

Поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей ( ) и температуры сборки ( ) равна 0 так как .
Поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил равна 0, т.к. детали не вращаются.
Поправка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках с учетом возможных разборок берем равную 10 мкм.
Тогда минимальный допустимый натяг:

е) На основе теории наибольших касательных напряжений определим максимальное допустимое удельное давление , при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей. Для этого рассчитаем p1 и p2:

В качестве берется наименьшее из двух значений, следовательно:
.
ж) Определим величину наибольшего расчетного натяга:
.
з) Определим с учетом поправок к величину максимального допустимого натяга
Поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения уже рассчитана в пункте «г»:
.
Поправка равна 0, т.к. при рабочей температуре натяг не увеличивается.
По графику 1.68 в зависимости от отношений и найдем коэффициент, учитывающий увеличение удельного давления у торцов охватывающей детали:
.
Тогда максимальный допустимый натяг:
.
и) По таблице 1.49 выбираем посадку:
,
для которой Nmax = 99 мкм < , Nmin = 32 мкм < . Более подходящей посадки нет. Запас прочности соединения для данной посадки – Nmax = 106 – 99 = 7 мкм. Запас прочности соединения отрицательный. С долей вероятности не будет натягов, больших чем вероятностный максимальный натяг и меньше чем вероятностный минимальный натяг: ; . к) Определим усилие запрессовки: , где , определяется по формуле: . 4 Назначение допусков на звенья размерной цепи для механизма а) В данной задаче исходным звеном является зазор . Принимаем номинальный размер этого зазора . Тогда: ; ; б) Вычислим заданную величину поля допуска исходного звена: . в) Выделим цепь размеров, влияющих на изменение замыкающего звена (зазора ): A1, A2, A3, A4. Данную цепь можно считать состоящей из минимального числа составляющих звеньев (принцип кратчайшей цепи), так как оно равно числу деталей, участвующих своими размерами в размерной цепи. г) Составим схему размерной цепи. Увеличивающим является звено А4, остальные звенья цепи – уменьшающие. д) Рассчитаем допуски составляющих звеньев по способу одной степени точности. Пользуясь таблице значений для интервалов диаметров в ЕСДП СЭВ (3.3) получим: . e) Из таблицы 1.8 видно, что такое число единиц допуска соответствует 11-му квалитету. ж) Таким образом, допуски составляющих размеров с учетом степени сложности изготовления принимаем: T1 = 75 мкм; T 2 = 360 мкм; T 3 = 75 мкм; T 4 = 360 мкм; з) Проверим правильность назначения допусков составляющих звеньев по уравнению: . и) Назначаем допускаемые отклонения на все составляющие размеры исходя из экономической точности изготовления по возможной финишной операции. Для размеров звеньев А2 и А4 назначаем симметричные отклонения, т.е. . Тогда среднее отклонение поля допуска А1 = А2 = Ах, т.е.: Предельные отклонения : к) Правильность назначения предельных отклонений проверим по формулам: Т.е. предельные отклонения назначены правильно. Обозначение звеньев Возможная финишная технологическая операция Размеры и отклонения, мм Сборка Токарная обработка 6 » » 320 » » 6 » » 332 Список литературы 1. Допуски и посадки: Справочник в 2-x ч. Ч. 1/Под ред. В.Д. Мягкова. – 5-е изд., перераб. И доп. – Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1978 – 544 с., ил. 2. Допуски и посадки: Справочник в 2-x ч. Ч. 2/Под ред. В.Д. Мягкова. – 5-е изд., перераб. И доп. – Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1979 – с. 545 – 1032, ил.


Скачиваний: 1
Просмотров: 0
Скачать реферат Заказать реферат