Курсова робота

На тему:

"Розрахунок та визначення взаємозамінності нарізних сполучень"



Введення
На сучасному етапі розвитку науки й техніки стандартизація глибоко проникнула в усі області життя, як на виробництві, так і в побуті. Стандартизація ґрунтується на сучасні техніки й практичного досвіду й визначає основу не тільки сьогодення, але й майбутнього розвитку й повинна здійснюватися нерозривно із процесом.

Основні призначення стандартів – нормативно-технічне забезпечення заходів щодо науково-технічного й торгово-економічного співробітництва, подальшому розвитку економічної інтеграції.

Необхідність розширення масштабів робіт зі стандартизації викликається, у частками, збільшенням поставок спеціалізованої машинобудівної продукції. Спеціалізація виробництва як у межах однієї країни, так і в межах регіону вимагає проведення робіт зі стандартизації в області взаємозамінності деталей, складальних одиниць і агрегатів; і зокрема застосування й удосконалювання єдиної системи стандартів на допуски й насадки.

Розроблена система допусків і насадок включає безліч стандартів, у тому числі, на допуски й насадки гладких сполук, допуски різьблень і зубчастих передач, шпонкових і шліцевих сполук. Тому що ці сполуки переважають, зазначені стандарти є базою для розробки інших стандартів в області взаємозамінності. Тому підготовка сучасного інженера включає освоєння широкого кола питань, зв'язаних зі стандартизацією.

Курс «метрологія, стандартизація, кваліметрія» є логічним завершенням циклу загально технічних курсів теорій машин і механізмів, технології матеріалів, опір матеріалів, деталей машин. Якщо інші курси є теоретичною основою проектування машин і механізмів, то даний курс розглядає питання забезпечення точності геометричних параметрів, як необхідна умова взаємозамінності й таких найважливіших показників якості, як надійність довговічності. Отримані при вивченні курсу знання закріплюються в ході вивчення спеціальних дисциплін, у процесі курсового й дипломного проектування.



1.               
Питання по стандартизації
Кожний вид продукції характеризується параметрами, кількісно вираженими конкретними числами. Наприклад: автомобіль вантажопідйомністю 8 т, електродвигун потужністю 100 до Вт, вал діаметром 50 мм. Значення параметра визначається або шляхом розрахунків, або призначаються з конструктивних міркувань. При цьому числові характеристики параметрів можуть приймати самі різні значення. Без обмеження застосовуваних числових характеристик уніфікація й стандартизація параметрів були б неможливі. Крім того, досвід стандартизації показав, що послідовності чисел, що характеризують параметри об'єктів, не повинні бути випадковими, а повинні являти собою ряди, утворені за математичними законами. Це дозволить погодити між собою як геометричні розміри, так і параметри, що характеризують потужність, продуктивність, вантажопідйомність, міцність.

Завдання ця вирішується встановленням рядів кращих чисел при виборі числових значень параметрів у розрахунках, проектуванні, складанні різних технічних документів. Система кращих чисел є теоретичною базою й основою стандартизації. Застосування кращих чисел дозволяє уніфікувати розміри й параметри продукції в масштабах усього народного господарства країни й міжнародному масштабі. Про важливість взаємозв'язку параметрів окремих видів продукції свідчить приклад організації країнами – членами СЕВ контейнерних перевезень водним, залізничним і автомобільним транспортом, при яких зазначені параметри контейнерів, судів, залізничних платформ, автомобільних кузовів, транспортних пристроїв у місцях перевантажень контейнерів.

Ряди кращих чисел повинні відповідати наступним вимогам: бути нескінченними як убік малих, так і убік більших розмірів, включати одиницю й всі десятикратні значення будь-якого члена, бути простими й запам'ятовуватися легко.

У початковий період стандартизації одержали поширення ряди, виражені арифметичними прогресіями, але істотним недоліком арифметичної прогресії є її відносна нерівномірність. При постійній абсолютній різниці відносна різниця між членами арифметичного ряду 1, 2, 3,… 10 для чисел 1 і 2 становить 200%, а для чисел 9 і 10 усього 11%.

У зв'язку із цим пізніше стали застосовувати східчасто – арифметичні ряди, наприклад, ряди стандартних різьблень: 1 – 1,1 – 1,2 – 1,4 – 1,6 – 1,8 – 2,0 – 2,2 – 2,5 – 3,0 – 3,5 – 4,0 – 4,5 – … – 145 – 150 – 155 – 160 – 165 – …е1, у яких різниці зростають зі збільшенням абсолютного розміру й відповідно рівні 0,1; 0,2; 0,5; 5.

Проте застосування арифметичної прогресії в більшості випадків не доцільно й тому знаходять обмежене поширення.

Більшою мірою задовольняють вимогам стандартизації геометричні прогресії, у яких відносна різниця між будь-якими злитими числами ряду є постійною. Геометрична прогресія характеризується тим, що відношення двох суміжних членів завжди постійна й дорівнює знаменнику прогресії
1 – 2 – 4 – 8 – 16 – 32 – …

1 – 1,25 – 1,6 – 2,0 – 2,5 – 3,15 – 4 – …

1 – 10 – 100 – 1000 – 10000 – …
У наведених рядах знаменники відповідно рівні 2; 1,25; 10.

Геометричні прогресії володіють рядом коштовних властивостей, які дають підставу використовувати їх для побудови рядів кращих чисел.

У геометричній прогресії, що має в числі членів одиницю кожний її член (Ni) визначається з вираження.
Ni =φ
Де I – порядковий номер члена

і – знаменник прогресії.

Для наведеного вище ряду
N =2 =16



Необхідно мати на увазі, що порядковий номер одиниці у всіх рядах дорівнює
N =2 =1
У перші властивості геометричної прогресії були використані в 1877–1879 р. офіцером французького інженерного корпуса Ф. Ренаром при розробці системи характеристик бавовняних канатів, які виготовлялися б заздалегідь незалежно від місця застосування. За основу був узятий канат, один метр якого мав масу аm. Знаменник прогресії був обраний з таким розрахунком, щоб кожний п'ятий член ряду давав десятикратне збільшення, тобто
аφ=10а, звідки φ = 10
Числовий ряд виглядав у такий спосіб:
а; а_; а(_); а (_); а(_); а(_).
Після обчислення:
а; 1,5849а; 2,5119а; 3,9811а; 6,3096а; 10а.
Після округлення: 1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 10.

Із цього ряд, умовно позначеного як ряд R5, були згодом утворені ряди R10, R20, R40; знаменники, що мають відповідно:;

Не завжди є необхідність використовувати всі числа того або іншого ряду. Стандартом допускається застосовувати похідні ряди, одержувані з основних або додаткового шляхом відбору кожного другого, третього, четвертого або n члена ряду.

Частота ряду в кожному конкретному випадку повинна бути заснована технічно й економічно. Звуження ряду веде до збільшення серійності, а отже зниженню трудомісткості й собівартості, але може викликати зайві витрати при експлуатації.



2. Вибір і розрахунок посадок для гладких сполук
2.1 Вибір посадок за аналогією
Завдання: накреслити вузол, позначити позиціями деталі кута або пронумерувати їх. Підібрати по аналогіях з обґрунтуванням стандартні посадки для всіх сполучень вузла. Зробити розрахунок цих посадок.

Вузол містить наступні сполуки:

а) обід колеса, позиція 1 – гальмовий барабан, позиція 5;

б) кришка, позиція 10 – обід колеса, позиція 1;

в) корпус, позиція 11 – втулка, позиція 12;

г) втулка, позиція 12 – регулювальний важіль, позиція 7.

Сполука: обід колеса – гальмовий барабан.

Торцеві поверхні обода колеса й гальмового барабана служать для сполуки за допомогою болтів, тому вимоги до їхньої точності мінімальні. У сполуці по внутрішньому діаметрі гальмового барабана з маточиною для зручності складання необхідно щоб посадка була із зазором, але на розмір зазору обід колеса може бути зміщений при складанні. Тому що дві цих суперечливих умови задовольнити не можна застосовують перехідні посадки  [3 с. 111]

Одержуємо посадку Ш230

За ДСТ 25346 – 89 приймаємо граничні відносини
Ш230
Розраховуємо дану посадку:

Граничні відносини:

Отвору: ЕS = +0,072; EI = 0

Вала: es = +0,023; ei = -0,023.

Допуски:

Отвору: Т = 0,072

Вала: Т= 0,046

Граничні розміри:

Отвору: D max = 230,072; D min = 230, 00

Вала: d max = 230,023; d min = 229,977.

Граничні натяг і зазор:

N max = d max – D min = 230,023 – 230,000 = 0,023.

S max = D max – d min = 230,072 – 229,977 = 0,095.

Сполука: кришка – обід колеса.

Радіальне відхилення кришки від осі отвору обода колеса виникає при складанні в межах посадкового зазору. Щоб обмежити радіальний зсув кришки, поле допуску поверхні за ДСТ 18512 – 73 задають h8 [3 с. 100]. Після допуску отвору обода колеса дано в завданні на складальному кресленні й дорівнює Р7.

Одержуємо посадку Ш180

За ДСТ 25346 – 89 приймаємо граничні відносини Ш180

Розраховуємо дану посадку:

Граничні відносини:

Отвору: ES = -0,036; EI = -0,076;

Вала: es = 0,000; ei = – 0,063;

Допуски:

Отвору: T = 0,040;

Вала: T = 0,063;

Граничні розміри:

Отвору: D max = 179,964; D min = 179,924;

Вала: d max = 180,000; d min = 179,937

Граничні натяг і зазор:

S max = D max – d min = 179,964 – 179,937 = 0,027;

N max = d max – D min = 180,000 – 179,924 = 0,076.

Сполука: корпус – втулка.

Посадки втулок повинні мати мінімальний зазор або мінімальний натяг. При великому зазорі втулка за своїми показниками перетворюється в кільце. При великому натягу ускладнюється складання деталей і ніяких експлуатаційних достоїнств така посадка не володіє. Зі складального креслення видно, що втулка не обертається, виходить, вона встановлена в корпус із натягом. Отже, що підходить посадкою є  [3 С. 90]

Одержуємо посадку Ш 40

За ДСТ 25346 – 89 приймаємо граничні зношений Ш40

Розраховуємо дану посадку:

Граничні відносини:

Отвору: ES = +0,025; EI = 0,000;

Вала: es = +0,042; ei = +0,026;

Допуски:

Отвору: T = 0,025;

Вала: T = 0,016;

Граничні розміри:

Отвору: D max = 40,025; D min = 40,000;

Вала: d max = 40,042; d min = 40,026;

Граничні зазор і натяг:

N min = d min – D max = 40,026 – 40,025 = 0,001;

N max = d max – D min = 40,042 – 40,000 = 0,042.

Сполука: втулка – регулювальний важіль.

Посадки втулок повинні мати мінімальний зазор або мінімальний натяг. При великому зазорі втулка за своїми показниками перетворюється в кільце. При великому натягу ускладнюється складання деталей і ніякими експлуатаційними достоїнствами така посадка не володіє. Зі складального креслення видно, що у втулці обертається регулювальний важіль, значить у сполуці втулка, – регулювальний важіль є зазор, отже, що підходить посадкою є [3 с. 90].

Одержуємо посадку Ш38

За ДСТ 25346 – 89 приймаємо граничні відхилення.

Ш38

Розраховуємо дану посадку:

Граничні відхилення:

Отвору: ES = +0,016; EI = 0,000;

Вала: es = +0,000; ei = – 0,011

Допуски:

Отвору: T = 0,016;

Вала: Td = 0,011

Граничні розміри:

Отвору: D max = 38,016; D min = 38,000;

Вала: d max = 38,000; d min = 37,989;

Граничні зазор і натяг:

S max = D max – d min = 38,016 – 37,989 = 0, 027;

S min = D min – d max = 38,000 – 38,000 = 0,000.
2.2 Розрахунок і вибір посадки з натягом
Завдання: розрахувати й вибрати посадку для нерухливої сполуки з урахуванням вихідних даних. У розрахунку врахувати вплив шорсткості поверхні на надійність сполуки.

Посадки з натягом застосовуються в нероз'ємних сполуках, причому відносна нерухомість деталей, що сполучаються, досягається за рахунок пружних деформацій, що виникають при запресовуванні. Натяг у нерухливій посадці повинен бути таким щоб, з одного боку, гарантувати відносну нерухомість вала й отвору, а з іншої сторони не викликати руйнування деталей при їхній сполуці. Виходячи із цих умов, ведуть розрахунок і вибір нерухливої посадки.

Обчислюємо значення тиску в сполуці
Р ≥
Р ≥ =25505599,85 Па
Де Р – тиск; Па

d – номінальний розмір, м

? – довжина сполучення, м

М – найбільший крутний момент, Н*м

f – коефіцієнт тертя [1 с. 211].

Розрахувати тиск, необхідне для передачі заданого навантаження можна визначити найменший натяг, здатний передати зазначену вище навантаження
Nmin=pd ( +₎;
де Е и Е – модулі пружності матеріалу отвору й матеріалу вала, Па

З і З – коефіцієнти, обумовлені по формулах:




З = +_; З = -_;
де - зовнішній діаметр втулки, м

 – внутрішній діаметр порожнього охоплюваного вала, м

,  – коефіцієнт Пуассона для матеріалу вала й матеріалу отвору (для сталі – 0,3) [1 c. 112]
З = +0.3=2.9; З = -0.3=0.7;
N min = 25505599,85*0,08*( +₎=0,000034979

N min=0.000034979 м 35 мкм

При запресовуванні вала в отвір нерівності поверхонь зрізуються й мнуть, що зменшує дійсний натяг у сполуці. Уважають, що зрізання й зминання при запресовуванні становить 60% від їхньої висоти. Тоді розрахунковий натяг для вибору нерухливої посадки можна знайти по формулі [1 с. 212]
Nраз.=Nmin+1.2 (R +R₎
Де Nраз. – розрахунковий натяг

N min – найменший натяг

R_, R – висота нерівностей по 10 крапкам отвору й вала

N раз.=35+1,2*(2,5+1,6)=39,92

Знаходимо, що умові Nmin.cт≥Nраз. задовольняє посадка ,

Мінімальний натяг 45 напівтемний. Перевіряємо цю посадку за умовою міцності деталі, що охоплює. Щоб перевірити деталі на міцність, треба обчислити напруги, які виникають у них при найбільшому для обраній посадці натягу
Pmax=
Ці напруги для деталей будуть відповідно рівні
G = *Pmax G =
Якщо ці напруги менше границі текучості матеріалу, значить посадка обрана правильно [1 с. 212]
P max = =30930555.56Па=30,93 Мпа
напруги деталей будуть відповідно рівні:
G = *30,93=80,4 МПа

G = =61,86 МПа


Границя текучості Gт=883 µпа й Gp<G, отже, посадка обрана правильно.

Найменування розміру	Номінальний розмір з полем допуску	Припустима погрішність ∂, мм	Гранична погрішність ∆Lim, мм	Найменування засобу виміру, метрологічні показання, умови виміру
Діаметр кожуха півосі	Ш100	0,022	0,005	Мікрометр гладкий з величиною розподілу 0,01 мм
Діаметр маточини під підшипник	Ш180Р7	0,012	0,0075	Нутромер індикаторний із ціною розподілу 0,001 або 0,002 мм, Rа=1,25 мкм

Позначення ланок	Номінальний розмір, мм	Квалітет точності	Допуски, мм	Граничні відкладення, мм
				верхнє		нижнє
Б1 Б2 Б3 Б4 Б?	3 15 30 30 18	– – YT12 YT12 –	0,500 0,100 0,390 0,210 1,200	+0,250 0 +0,250 0 +0,600	-0,250 -0,100 -0,140 -0,210 -0,600

4.2 Розрахунок розмірного ланцюга імовірнісним методом
а) по складальному кресленню виявляємо замикаюча ланка і його назва.

Замикаюча ланка Б=18±0,6 – зазор між торцем куточка й пластиною.

б) виявляємо тридцятимільйонні ланки

Б1=3±0,250 – товщина стопорного кільця

Б2=15 ширина підшипника

Б3=30 – товщина втулки

Б4=30 – відстань від торця куточка до площини канавки стопорного кільця

в) становимо схему розмірного ланцюга: Б1; Б2; Б3 – ланки, що збільшують

Б4 – ланка, що зменшує

г) визначимо правильність складання схеми розмірного ланцюга


Б∆= -
де Б – номінальне значення замикаючої ланки

 – сума номінальних розмірів ланок, що збільшують

 – сума номінальних розмірів ланок, що зменшують

m – кількість ланок, що збільшують

n – усього ланок

Б=(3+15+30) – 30=18

де Б – номінальне значення замикаючої ланки

 – сума номінальних розмірів ланок, що збільшують

 – сума номінальних розмірів ланок, що зменшують

m – кількість ланок, що збільшують

n – усього ланок

Б=(3+15+30) – 30=18

д) визначаємо коефіцієнти точності розмірного ланцюга, точність ланок:
а =
а =
η= = =1


де  – коефіцієнт тридцятимільйонних ланок

- коефіцієнт ризику замикаючих ланок

, – для закону нормального розподілу рівні 3

П – коефіцієнт точності, а=478,6 визначаємо квалітет точності для тридцятимільйонних ланок.

Приймаємо YT14, для якого а=400 [1 с. 182]





Робимо перевірку, правильності призначення допусків:
Т ≥
Т ≥894,9<1200 умова виконується, виходить, рішення правильно.



Список літератури
1.     Сірий І.С. Взаємозамінність, стандартизація й технічні виміри – К., 2006

2.     Дунаєв П.Ф., Леліков О.П. Конструювання вузлів і деталей машин – К., 2002

3.     Дунаєв П.Ф., Леліков О.П., Варламова Л.П.: «Допуски й посадки. Обґрунтування вибору» – К., 2004

4.     Дунаєв П.Ф., Леліков О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. – К., 2000

5.     Методичні вказівки. Вибір універсальних засобів виміру лінійних розмірів до 500 мм – К., 2007

6.     Анурьєв В.І Довідник конструктора-машинобудівника. Видання п'яте, тім 1. – К., 2006