Расчет и выбор посадки с зазором. Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений 7
Nbsp; Содержание Реферат........................................................................................................................4
Нормативные ссылки. 5
Введение. 6
Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений 7
Расчет и выбор посадок с натягом.. 7
Расчет и выбор посадки с зазором.. 16
1.3 Расчет и выбор переходной посадки..............................................23
ВЫБОР ПОСАДОК РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ.. 29
РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ.. 32
Выбор посадок для подшипников качения. 46
Определение нагрузки, действующей на подшипники 46
Расчет исполнительных размеров гладких калибров. 52
Расчет калибра-пробки. 52
Расчёт калибра - скобы.. 54
Выбор посадок шпоночного соединения. 57
Выбор посадок для шлицевого соединения. 60
Выбор степени точности и параметров для контроля зубчатого колеса 61
Список использованной литературы.. 64
Заключение. 66
Реферат
1. Объём пояснительной записки- 65 страниц;
2. Количество таблиц- 8;
3. Количество рисунков- 23;
4. Перечень чертежей:
· Сборочный чертёж компрессора;
· Рабочий чертёж шатуна;
В данной работе приводится расчет допусков и посадок основных узлов и деталей поршневого одноступенчатого компрессора.
В процессе работы были выполнены: расчеты посадок для гладких цилиндрических поверхностей, подшипников качения, резьбового, шлицевого и шпоночного соединений, расчет размерной цепи, определение параметров калибров, выбраны нормы точности зубчатого колеса.
|
|
При изготовлении и эксплуатации компрессора, исследуемого в данном курсовом проекте, необходимо было точно соблюсти все данные рекомендации по выполнению размеров узлов, деталей и их соединений для наибольшей надежности и долговечности его работы.
Нормативные ссылки
В настоящем курсовом проекте использованы ссылки на следующие нормативные документы:
ГОСТ 2.105-95 ЕСКД. Общие требования к текстовым документам
ГОСТ 2.301-68 ЕСКД. Форматы
ГОСТ 2. 309 73 ЕСКД, Обозначение шероховатости поверхностей
ГОСТ 520 2002 (ИСО 492 94, ИСО 199 – 97) Подшипники качения. Общие технические условия
ГОСТ 1139-80 Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски
ГОСТ 3325 85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки
ГОСТ 16093-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Допуски и посадки
ГОСТ 23360-78 Соединения шпоночные с призматическими шпонками
Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки
ГОСТ 25347-82 ЕСДП. Поля допусков и рекомендуемые посадки
ГОСТ 24853-81 Калибры гладкие для размеров до 599 мм. Допуски.
|
|
ГОСТ 27284-87 Калибры. Термины и определения
РД 50 635 87 Методические указания. Цепи размерные. Основные понятия.
Методы расчета линейных и угловых цепей
Введение
Разнообразие деталей, узлов и механизмов, независимо от их назначения, объединяет общая характеристика – требование к точности, которая определяет их эксплуатационные показатели, а, следовательно, и гарантирует качество продукции. Требования к точности нормированы, что позволяет конструировать и изготавливать взаимозаменяемые изделия.
Применение принципов взаимозаменяемости позволяет упрощать процессы сборки и ремонта, экономически обосновывать модернизацию производства, широко использовать кооперирование заводов. Целью курсового проекта является приобретение самостоятельного опыта в конструировании типовых изделий в соответствии с принципами взаимозаменяемости.
Работа над курсовым проектированием позволит реально использовать навыки по чтению чертежей, расчету посадок, использованию нормативных документов, практически освоить и закрепить знания, полученные при изучении курса взаимозаменяемости.
Основной задачей курсового проектирования является по предлагаемой модели компрессора определить функциональное назначение конструктивных элементов; определить узлы, где использованы посадки с зазором, натягом и переходные; обосновать их выбор с применением расчетных методов; проанализировать и рассчитать размерные цепи при назначении допусков; рассчитать и выбрать посадки для подшипников качения.
|
|
Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений
Расчет и выбор посадок с натягом
Перед началом расчета необходимо проанализировать конструкцию компрессора и определить узлы, в которых детали сопряжены неподвижно, т. е. с натягом.
Так как в соединении втулки с головкой шатуна осевые нагрузки отсутствуют, то необходимо рассчитать только максимальный крутящий момент, который создается силой газа, действующей на поршень и движением шатуна.
Компрессор, для которого ведутся расчеты одноступенчатый, поэтому принимаем предельное значение рабочего давления равным 0,7 МПа.
На рисунке 1.1 рассмотрена схема действия сил на палец кривошипа:
Рисунок 1.1 - Схема действия сил на палец кривошипа
Известно, что cила с которой газ действует на поршень, Fгаза, Н, площадью S, определяется по формуле:
|
|
(1.1)
где: p – рабочее давление, МПа;
S– площадь поршня, м2.
р = 0,7 Мпа.
, (1.2)
где: - диаметр поршня.
=0,039 м
В соответствии с рисунком 1.1 определяют тангенциальную составляющую силы давления газа, , Н:
, (1.3)
где: - максимальный угол наклона шатуна, определяемый конструктивно. =20
Максимальный крутящий момент в соединении палец – втулка рассчитываем по известной зависимости:
, (1.4)
где: h – плечо действия тангенциальной составляющей силы газа, м, иллюстрированное на рисунке 1.1.
h = 0,015 м.
Для расчета минимального натяга необходимо найти минимальное давление на поверхности контакта втулки и шатуна по зависимости [2 с.24]:
, (1.5)
где: D – номинальный диаметр соединения, м;
l - длина сопряжения деталей, м;
f - коэффициент трения при относительном вращении деталей.
D = 0,013 м;
l = 0,016 м;
Численное значение коэффициента трения для материалов, используемых в данном компрессоре принять равным 0,07.
Минимальный натяг определяют по формуле [2, с.24]:
(1.6)
где: С1, С2 – коэффициенты Ляме, вычисляют по следующим зависимостям:
(1.7)
(1.8)
где: , – в соответствии с рисунком 1.2 внутренний диаметр втулки и наружный диаметр головки шатуна, м:
d1= 0,01 м;
d2 = 0,018 м;
D = 0,013 м.
Рисунок 1.2 - Эскиз головки шатуна
, – коэффициенты Пуассона;
E1, E2 – модули упругости материала шатуна и втулки, МПа.
Численные значения коэффициентов Пуассона и модулей упругости выбирают из таблицы 1.1.
Таблица 1.1 - Значения Е и μ для некоторых материалов
Материал | Е, МПа | μ |
Сталь 40 | 2,06·105 | 0,28 |
Сталь40Х | 1,85·105 | 0,3 |
Бронза БрОЦС4 – 4 - 2,5 | 0,75·105 | 0,35 |
Бронза БрОЦС4 – 4 - 4 | 0,72·105 | 0,38 |
Значения Е и μ для предлагаемого варианта равны:
Выполняют подстановку в вышеуказанные зависимости:
Далее минимальный натяг, рассчитанный по формуле (1.6) необходимо скорректировать.
В процессе запрессовки на поверхности деталей сминаются микронеровности, и в соединении создается меньший натяг, поэтому следует минимальный натяг, рассчитанный по формуле (1.6), увеличить на значение поправки u:
, (1.9)
где – шероховатость сопрягаемой поверхности шатуна в мкм;
– шероховатость сопрягаемой поверхности втулки в мкм.
Значения шероховатостей назначают по рекомендации [3, c.463]:
Rzd=1,6 мкм;
RzD=2 мкм.
Окончательное значение наименьшего расчетного натяга определяют по формуле:
, (1.10)
Для расчета максимального натяга необходимо найти максимальное давление на контактных поверхностях, которое определяется из условий прочности сопрягаемых деталей.
В качестве максимального давления выбирается меньшее из допустимых, рассчитанных по формулам, известным из теории касательных напряжений [1, с.224]:
для шатуна:
, (1.11)
для втулки:
, (1.12)
где: - пределы текучести материалов при растяжении, МПа, выбираются из таблицы 1.2:
Таблица 1.2 - Пределы текучести для некоторых материалов
Материал | Пределы текучести , МПа |
Сталь40 | 333 |
Сталь40Х | 395 |
Бронза БрОЦС4 – 4 – 4 | 360 |
Бронза БрОЦС4 – 4 – 2,5 | 350 |
Выбирают следующие пределы текучести:
Рассчитывают давления:
для шатуна:
для втулки:
Рассчитав оба давления, выбирают и принимают за допустимое давление меньшее из полученных значений.
Максимальный расчетный натяг определяют по формуле:
, (1.13)
По найденным значениям максимального и минимального натягов и выбирают по ГОСТ 25347 ближайшую посадку, удовлетворяющую необходимому условию прочности:
и
Для наглядности строят схему расположения полей допусков рассчитанных натягов и выбранной посадки в соответствии с рисунком 1.3:
Рисунок 1.3 - Схема расположения полей допусков посадки с натягом
Далее необходимо рассчитать запас прочности, который определяют по величине эксплуатационного Сэ и технологического Ст запасов прочности.
Анализируя схему на рисунке 1.3, рассчитывают величину эксплуатационного запаса прочности:
, (1.14)
Рассчитывают величину технологического запаса прочности:
(1.15)
Определяют суммарную величину эксплуатационного и технологического запасов прочности:
(1.16)
Находят процентное соотношение эксплуатационного и технологического запасов прочности:
(1.17)
(1.18)
Технологический запас прочности равен экономическому запасу, значит прочность соединения при эксплуатации рекомендуемая.
Расчет и выбор посадки с зазором
Наиболее распространенным типом подвижных соединений являются подшипники скольжения или вкладыши. При проектировании опор скольжения необходимо помнить, что надежную и долговечную их работу обеспечивают зазоры, при которых трение вкладыша и цапфы осуществляется бесконтактно, т.е. через смазку.
Сущность метода основана на гидродинамической теории смазки и заключается в выборе необходимого интервала зазоров Smin и Smax между валом и подшипником, в котором мог бы поместиться такой слой смазки, который бы обеспечил наилучшие условия работы подшипника.
Рисунок 1.4 – Расчетная схема определения посадок для подшипников скольжения
Из рисунка 1.4 видно, что при вращении вал как бы всплывает, смещаясь в сторону. При вращении силы трения увлекают смазку в клиновой зазор h между валом и подшипником. Качество, надежность и долговечность работы подшипника зависят от толщины масляного слоя, на которую будет влиять зазор S. Необходимо зазор выбрать таким, чтобы при всплытии вала клиновой зазор h обеспечивал устойчивый масляный слой.
Исходя из сказанного, находят величину минимального клинового зазора hmin и устанавливают зависимость между h и S. Для обеспечения жидкостного трения необходимо, чтобы микронеровности цапфы и вкладыша не касались при работе подшипника. Это возможно при условии [1, с.11]:
, (1.19)
где: Rzd, RzD - высота неровностей вкладышей подшипника и цапфы вала в мкм, выбираются в соответствии с рекомендациями [3, с.461];
Δд – добавка, учитывающая разного рода отклонения от принятого режима работы;
k – коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя.
Rzd=1,6 мкм;
RzD=2мкм;
k ≥ 2.
Согласно этим условиям рассчитывают
Так как подшипник должен иметь необходимую несущую способность, то определяют удельное давление р, Па, на контактных поверхностях подшипника и цапфы:
, (1.20)
где: R – радиальная нагрузка, Н, действующая на подшипник. Для данного курсового проекта ее принимают равной силе давления газа, рассчитанной ранее по формуле (1.1).
l – длина контакта сопрягаемых поверхностей в мм;
D – диаметр цапфы вала в мм.
l = 20 мм;
D = 30 мм.
Для выбора оптимальной посадки необходимо знать зависимость толщины масляного слоя в месте наибольшего сближения цапфы и вкладыша от зазора S при постоянных значениях отношения l/d. Экспериментально установлено, что эта зависимость имеет один и тот же вид при различных режимах работы подшипника, а жидкостная смазка создается лишь в определенном диапазоне, ограниченном Smin и Smax.
При определенной частоте вращения вала создается равновесие гидродинамического давления и сил, действующих на опору. Положение вала в состоянии гидродинамического равновесия определяется абсолютным e и относительным χ равным 2е/S эксцентриситетами.
Используя известную зависимость из [2, с.20], определяют безразмерную величину А, связывающую одной зависимостью относительный эксцентриситет χ, отношение l/D, удельное давления р и выбранную динамическую вязкость масла.
(1.21)
где: μ – динамическая вязкость масла при рабочей температуре в Па·с (для данного подшипника выбирают μ равное0,1,из конструктивных соображений)
ω – угловая скорость цапфы в рад/с.
Значение угловой скоростиопределяется из формулы:
, (1.22)
где: n – число оборотов вала, об/мин.
n = 600 об/мин, из конструктивных соображений.
Рассчитывают отношение длины контакта сопряжения к его диаметру - l/D:
|
Рисунок 1.5 – График изменения А от
из рис. 1.5
Максимальный и минимальный зазор определяют по зависимостям:
Для максимального зазора:
(1.23)
Так как был принят больший относительный эксцентриситет, т. е. 0,3, тогда по формуле (1.19) значение h не равно hmin.. Его необходимо рассчитать дополнительно, используя формулу (1.24):
; (1.24)
где: А0,3 выбирают из таблицы равным 0,339, для χmin равному 0,3. Подставив значение h в формулу (1.25), получают значение минимального зазора в мкм:
(1.25)
Учитывая полученные значения максимального и минимального зазора, выбирают наиболее подходящую посадку по ГОСТ 25347 и строят схему расположения полей допусков. Выбрана посадка
Строим схему расположения полей допусков посадки с зазором (Рисунок 1.6):
Рисунок 1.6 - Схема расположения полей допусков посадки с зазором
Выбранную посадку проверяют на обеспечение минимального слоя смазки hmin, т.е. при наибольшем зазоре. За наибольший зазор принимают наиболее вероятный зазор, приближенный к среднему [3, с.334]:
(1.26)
вычисляют по формуле:
(1.2.10)
Должно выполняться условие -
11,46 11,2 – верно.
Проверяют посадку на достаточность толщины слоя смазки:
11,46 1,6+2 – верно.
Рассчитывают коэффициент запаса прочности [1, с.14]:
(1.2.11)
где и - конструктивные допуски на установление вкладыша.
- посадка выбрана правильно.
Дата добавления: 2018-02-18; просмотров: 2571; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!