Самарский Государственный Аэрокосмический университет имени академика С. П. Королёва

Кафедра механической обработки материалов

Курсовая работа

Метрология, взаимозаменяемость, стандартизация, сертификация.

Вариант № 4.

Выполнил: студент гр. №2304

Ивашов С.Ю.

Проверил: преподаватель

Буланова Е.А.

Самара 2010

Задание

Реферат

Курсовая работа: 20 страниц, 7 таблиц, 7 рисунков, 2 источника.

Приложение: 2 чертежа формата А3.

ДОПУСК, ПОСАДКА, ЗАЗОР, НАТЯГ, КАЛИБР, РЕЗЬБА, ШПОНКА.

Обоснованно назначены посадки для типовых соединений деталей машин заданной сборочной единицы и выполнен их расчёт. Также рассчитаны исполнительные размеры калибра-скобы и калибра-пробки. Выполнены рабочие чертежи вала, колеса и общий чертёж.

Содержание

Задание 2

Введение 5

1. Определение номинальных размеров соединений 6

2. Расчёт и анализ посадок для гладких цилиндрических поверхностей 7

2.1. Расчёт и выбор посадок с натягом 7

2.2. Соединение зубчатого колеса с валом 10

3. Расчёт исполнительных размеров калибров для контроля отверстия и вала, образующих посадку 15

4. Назначение и анализ посадок для шпоночного соединения 17

Заключение 20

Список использованных источников 21

Введение

При изготовлении деталей нельзя обеспечить точных совпадений их действительных размеров с размерами заданными на чертеже. Отклонения от заданного размера появляются в результате неточности изготовления на станке и неточностей инструментов. Для того чтобы деталь была годна к целевому применению, необходимо выдержать величину каждого размера между двумя предельными отклонениями, разность которых образует допуск на изготовление детали. В данной работе будет представлен выбор посадок и их расчет для деталей сборочной единицы.

1. Определение номинальных размеров соединений

Соединение ступицы с валом

d_вала = D_{ступицы} = 56 мм.

Соединение подшипника качения с валом и корпусом

d_внутр = 50 мм;

D_внеш = 110 мм;

Соединение прижимного кольца с валом

D_н = d =50 мм.

Соединение венца зубчатого колеса со ступицей

d_н = 220 мм.

Шпоночное соединение

По ГОСТ 23360 – 78 имеем:

b = 16, h = 10, t₁ = 6, t₂ = 4,3.

Резьбовое соединение

Делительный диаметр – D = d = 8 мм,

Шаг резьбы – 1 мм,

Средний диаметр – D₂ = d₂ = 7,350 мм,

Внутренний диаметр – D₁ = d₁ = 6,917 мм.

2. Расчёт и анализ посадок для гладких цилиндрических поверхностей

2.1. Расчёт и выбор посадок с натягом

Из условия неподвижности соединения в зависимости от характера передаваемой нагрузки определим требуемое минимальное давление на контактных поверхностях соединения P_min, МПа.

При действии крутящего момента М_кр(Нм):

,

где:

М_кр=140 Нм – крутящий момент;

P_ос=80 Н – осевая сила;

l=93 мм – длина соединения;

d=220 мм – номинальный диаметр соединения;

f=0,07 – коэффициент трения на сопрягаемых поверхностях при механической запрессовке (см. учебное пособие стр. 29).

.

Используя закон Гука и решения задачи Ламе, можно рассчитать величину наименьшего натяга N_{min расч}(мкм), при котором будет обеспечена неподвижность соединения:

.

В данной формуле E_D и E_d – модули упругости материалов сопрягаемых деталей. Принимаем материал ступицы Ст45, а зубчатого венца - сталь 12ХНЗА, тогда, пользуясь учебным пособием «Основы взаимозаменяемости в авиастроении» (см. приложение, табл. П8), имеем:

E_D=2,110⁵МПа;

E_d=2,110⁵МПа.

С_D и С_d – коэффициенты Ламе, определяемые по формулам:

;

.

Здесь, D₀ и d₀ – наружный диаметр охватывающей детали и диаметр внутренней полости охватываемой детали. В нашем случае:

D₀=255мм, d₀=56мм.

_D и _d – коэффициенты Пуассона, соответственно для охватывающей и охватываемой деталей

_D=_d=0.3.

Тогда,

;

;

.

На основании теории о наибольших касательных напряжениях определим максимально допустимое давление P_max, при котором отсутствуют пластические деформации соединяемых деталей:

где:

P_Dmax – максимально допустимое давление для охватывающей детали;

P_dmax – максимально допустимое давление для охватываемой детали;

_TD=800 МПа – предел текучести охватывающей детали;

_Td=340 МПа – предел текучести охватываемой детали (см. учеб пособие).

Выбираем наименьшее из двух полученных значений P_Dmax=50,48 МПа.

Определим величину наибольшего расчётного натяга:

; ;

По графику «Зависимость коэффициента, учитывающего неравномерность распределения давления, от отношения длины к диаметру соединения»: =0,75.

Учтём поправку на смятие неровностей контактных поверхностей отверстия и вала. Из ряда стандартных значений по [1] (стр.31) выбираем:

R_aD=0,8 мкм, R_ad=0,4 мкм.

.

С учётом поправки определяем минимальную и максимальную величины функциональных натягов:

N_{min функ}= N_{min расч}+_ш=3+6=9 мкм;

N_{max функ}= N_{max расч}+_ш=316+6=322 мкм.

По данным (ГОСТ 25364-88 и ГОСТ 25347-82) выбираем посадку, удовлетворяющую условиям:

N_{min cm}N_{min функ} ,

N_{max cm}N_{max функ} ,

где: N_{min ст} и N_{max ст} – значения натяга, обеспечиваемые какой -либо стандартной посадкой.

Для нашего случая подходит посадка H7/r6.

Изобразим схему полей допусков для посадки H7/r6 на рис.1:

Рис.1