Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения (стр. 1 из 3)

МАЭ РФСеверский государственный технологический институт

Кафедра ТМ и Г

ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ И

ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ

ВСТИ.800.11.01 РРПреподаватель_________________«______» _____________

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	T	256	Н×м
Осевая сила	Fa	0	Н
Номинальный размер соедине- Ния	dн.с	50	мм
Внутренний диаметр вала	D1	40	мм
Наружный диаметр втулки	D2	72	мм
Длина сопряжения	l	40	мм
Коэффициент трения	f	0,08
Модуль упругости материала втулки	E1	0,9×1011	Н/м2
Модуль упругости материала вала	E2	2×1011	Н/м2
Коэффициент Пуассона мате- Риала втулки	m1	0,33
Коэффициент Пуассона мате- Риала вала	m2	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 F_а

(2)

При одновременном действии F_a 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 g_ш– поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения,

(7)

g_t – поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей t₀ и t_d и температуры сборки t_сб, различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей (a_D и a_d),

(8)

Здесь Dt_D = t_D - 20° - разность между рабочей температурой детали с отверстием и нормальной температурой;

Dt_d = t_d - 20° - разность между температурой вала и нормальной температурой;

a_D, a_d – коэффициенты линейного расширения материалов деталей с отверстием и вала.

g_ц – 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.

g_п – 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 g_уд – коэффициент увеличения удельного давления у торцов охватывающей детали;

g_t – 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 f_n – коэффициент трения при запрессовке, f_n=(1,15…1,2)f;

P_max – 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 N_max в подобранной посадке должен быть не

более [N_max]:

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

Так как условие минимума выполняется, то выбираем данную посадку.

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