Расчет и выбор посадки с зазором. 1. Объём пояснительной записки- 65 страниц;

Стр 1 из 6Следующая ⇒

Nbsp;

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.

Содержание

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

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.

Выбрана посадка втулки в головке шатуна

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, F_газа, 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]:

R_zd=1,6 мкм;

R_zD=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:

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 С_э и технологического С_т 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 S_min и S_max 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 h_min 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: R_zd, R_zD - высота неровностей вкладышей подшипника и цапфы вала в мкм, выбираются в соответствии с рекомендациями [3, с.461];

Δ_д – добавка, учитывающая разного рода отклонения от принятого режима работы;

k – коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя.

R_zd=1,6 мкм;

R_zD=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 S_min и S_max.

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 h_min_.. Его необходимо рассчитать дополнительно, используя формулу (1.24):

; (1.24)

где: А_0,3 выбирают из таблицы равным 0,339, для χ_min 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 h_min, т.е. при наибольшем зазоре. За наибольший зазор принимают наиболее вероятный зазор, приближенный к среднему [3, с.334]:

(1.26)