Посадки и допуски
Содержание
|
|
3
4
5
6
11
14
17
19
22
25
29
32
35
36
|
|
Вступление
Задача 1: Выбор посадки с натягом
Задача 2: Расчет переходной посадки
на вероятность получения натягов и зазоров
Задача 3: Контроль размеров (расчет
исполнительных размеров калибров и контркалибров)
Задача 4: Выбор посадки колец подшипника
Задача 5: Метод центрирования и выбор
посадки шлицевого соединения
Задача 6: Степень точности и
контролируемые параметры цилиндрической зубчатой передачи
Задача 7: Расчет размерной цепи для
обеспечения заданного замыкающего звена
Задача 8: Основные размеры и
предельные отклонения резьбовых соединений
Задача 9: Определение вида шпоночного
соединения
Заключение
Список используемой литературы
Введение
Курсовой проект
включает в себя решение задач по темам:
1. Посадки;
2. Шлицевые соединения;
3. Зубчатая передача;
4. Резьбовые соединения;
5. Шпоночные соединения;
6. Размерные цепи.
Целью решения
задач является более глубокое усвоение основных теоретических положений и
приобретение навыков по выбору посадок для различного соединения деталей в
зависимости от их технического назначения (резьбовые, шпоночные и другие
соединения), по составлению и решению размерных цепей, а также
совершенствование навыков поиска и использования нормативных документов (ГОСТ,
СТ СЭВ и т.д.) и табличных данных.
1.
Рассчитать и выбрать посадку для соединения 2-3 при следующих исходных данных:
Крутящий момент Mкр = 0
Осевая сила Pос = 5300 Н
Номинальный
диаметр d = 56 мм
Длина контакта l = 40 мм
Коэффициент
трения-сцепления f = 0,13
Диаметр
внутреннего отверстия d1 = 50 мм
Диаметр втулки d2 = 78 мм
Материал вала Сталь
45
Материал втулки БрО4Ц4С17
Вид запрессовки Механическая
Высота
микронеровностей вала Rzd = 5 мкм
Высота
микронеровностей втулки RzD = 10 мкм
Рабочая
температура соединения t = 60ْ С
Условия
работоспособности:
1. Отсутствие
проскальзывания;
2. Отсутствие
пластических деформаций в соединении.
При расчетах
используются выводы задачи Ляме (определение напряжений и перемещений в
толстостенных полых цилиндрах).
По известным
значениям внешних нагрузок (Mкр; Pос) и размерам соединения (d; l) определяется требуемое минимальное удельное давление на контактных
поверхностях соединения по формуле [1.1]:
, [1.1]
где Pос – продольная осевая сила,
стремящаяся сдвинуть одну деталь относительно другой; Mкр – крутящий момент, стремящийся
повернуть одну деталь относительно другой; l – длина контакта сопрягаемых поверхностей; f – коэффициент трения-сцепления.
По полученному
значению p определяется необходимая
величина наименьшего расчетного натяга N’min [1.2]
, [1.2]
где E1 и E2 – модули упругости материалов
деталей; c1 и c2 – коэффициенты Ляме, определяемые по формулам [1.3] и [1.4]
, [1.3]
, [1.4]
где d1 – диаметр внутреннего отверстия; d2 – диаметр втулки; μ1
и μ2 – коэффициенты Пуассона.
Принимаются
значения E1 = 1,96·105 Н/мм2,
E2 = 0,84·105 Н/мм2,
μ1 = 0,3, μ2 = 0,35 (табл. 1.106, стр. 335.
Мягков том 1).
Определяются с
учетом поправок к N’min величина минимального допустимого
натяга [1.5]
, [1.5]
где γш
– поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при
образовании соединения [1.6]
[1.6]
γt – поправка, учитывающая различие
коэффициентов линейного расширения материалов деталей [1.7]
, [1.7]
где αD и αd – коэффициенты линейного расширения материалов; – разность между рабочей и
нормальной температурой
Принимаются
значения αD = 17,6·10-6 град-1,
αd = 11,5·10-6 град-1
(табл. 1.62, стр. 187-188, Мягков том 1).
На основе теории
наибольших касательных напряжений определяется максимальное допустимое удельное
давление [pmax], при котором отсутствует
пластическая деформация на контактных поверхностях деталей. В качестве [pmax] берется наименьшее из двух
значений, определенных по формулам [1.8] и [1.9]
, [1.8]
, [1.9]
где σТ1
и σТ2 – предел текучести материалов деталей.
Принимаются
значения σТ1 =355 МПа (табл. 3, стр. 97, Анурьев том 1), σТ2
= 147 МПа (табл. 68, стр. 198, Анурьев том 1).
Определяется
величина наибольшего расчетного натяга N’max [1.10]
[1.10]
Определяется с
учетом поправок к N’min величина максимального допустимого
натяга [1.11]
, [1.11]
где γуд
– коэффициент удельного давления у торцов охватывающей детали.
Принимается значение
γуд = 0,93 (по графику рис. 1.68, стр. 336, Мягков том 1).
Выбирается
посадка из таблиц системы допусков и посадок (табл.1.49, стр. 156, Мягков том
1)
,
для которого Nmax = 106 мкм < [Nmax], Nmin
= 57 мкм > [Nmin].
рис.1.1
рис.1.2
рис.1.3
2. Для соединения
16-17 определить вероятностные характеристики заданной переходной посадки: .
рис.2.1
рис.2.2
Рассчитывается
посадка, и определяются минимальный и максимальный натяг [2.1], [2.2], [2.3]
, [2.1]
, [2.2]
, [2.3]
поля допусков
[2.4], [2.5]
, [2.4]
, [2.5]
где ВО – верхнее
отклонение отверстия; во – верхнее отклонение вала; НО – нижнее отклонение
отверстия; но – нижнее отклонение вала. (ВО=30 мкм , НО=-10 мкм , во=25 мкм ,
но=0 мкм)
Определяется
среднее квадратичное отклонение натяга (зазора) по формуле [2.6]
[2.6]
Определяется
предел интегрирования [2.7]
[2.7]
Принимается
значение функции Ф(1.65) = 0.4505 (табл. 1.1, стр. 12, Мягков том 1).
Рассчитывается
вероятность натягов [2.8] (или процент натягов [2.9]) и вероятность зазора
[2.10] (или процент зазоров [2.11]):
[2.8]
[2.9]
[2.10]
[2.11]
вероятность
натяга
процент
натяга
вероятность
зазора
процент
зазора
рис.2.3
3. Рассчитать
исполнительные размеры гладких предельных калибров (контркалибров) для контроля
деталей соединения: 16-17.
Расчет
исполнительных размеров калибра-скобы для вала h7
рис.3.1
Проходная сторона
рассчитывается по формуле [3.1], граница износа – [3.2], непроходная сторона –
[3.3]
, [3.1]
, [3.2]
, [3.3]
где d – номинальный диаметр вала; во –
верхнее отклонение вала; но – нижнее отклонение вала; Z1 – отклонение середины поля допуска
на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего
предельного размера изделия; Y1 – допустимый выход размера
изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия.
Принимаются
значения Z1 = 4 мкм, Y1 = 3 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ
24853-81).
Допуска на
изготовление калибров для вала (проходной и непроходной стороны) принимается H1 = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ
24853-81).
Допуска на
изготовление контркалибров для вала (проходной и непроходной стороны, границы
износа) принимается Hр = 2 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ
24853-81).
Исполнительные
размеры калибра-скобы:
проходная сторона ,
непроходная
сторона .
Исполнительные
размеры контркалибра-скобы:
проходная
сторона ,
непроходная
сторона ,
граница
износа .
рис.3.2
Расчет
исполнительных размеров калибра-пробки для отверстия Js8
рис.3.3
Проходная сторона
рассчитывается по формуле [3.4], граница износа – [3.5], непроходная сторона –
[3.6]
, [3.4]
, [3.5]
, [3.6]
где D – номинальный диаметр вала; ВО –
верхнее отклонение отверстия; НО – нижнее отклонение отверстия; Z – отклонение середины поля допуска
на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего
предельного размера изделия; Y –
допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за
границу поля допуска изделия.
Принимаются
значения Z = 7 мкм, Y = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ
24853-81).
Допуска на
изготовление калибров для отверстия (проходной и непроходной стороны)
принимается H = 5 мкм (табл. 2, стр. 8,
ГОСТ 24853-81).
Исполнительные
размеры калибра-скобы:
проходная сторона ,
непроходная
сторона .
рис.3.4
4. Выбрать
посадки для колец 7 и 8 подшипника №421.
Класс
точности 0
Радиальная
реакция в опорах R = 45 кН
Перегрузка 100%
Характер
нагружения: вращающийся вал
Диаметр
внутреннего кольца d = 105 мм
Диаметр
внешнего кольца D = 260 мм
Ширина
подшипника B = 60 мм
Ширина
фаски кольца подшипника r = 4 мм
При характере
нагружения – вращающийся вал внутреннее кольцо испытывает циркуляционное
нагружение, внешнее – местное. Интенсивность нагрузки подсчитывается по формуле
[4]
, [4.1]
где R – радиальная реакция в опорах; B – ширина подшипника; r – ширина фаски кольца подшипника, kП – динамический коэффициент посадки,
зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150%, умеренных толчках и
вибрации kП = 1); F – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного
натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F = 1, табл. 4.90, стр. 286, Мягков
том 2); FA – коэффициент неравномерности
распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов (FA = 1 для радиальных и радиально-упорных подшипников).
Выбирается
посадка для вала (табл.
4.92, стр. 287, Мягков том 2), для корпуса (табл. 4.93, стр. 289, Мягков том 2).
В соответствии с
классом точности подшипника выбираются посадки колец:
внутреннее L0-20 (табл. 4.82, стр.
273, Мягков том 2),
внешнее l0-35 (табл. 4.83, стр.
276, Мягков том 2).
рис.4.1
рис.4.2
5. Определить
метод центрирования и выбрать посадку шлицевого соединения 13-14.
Число шлицев z = 16
Внешний
диаметр D = 82 мм
Материал вала Сталь
45
Материал втулки БрО4Ц4С17
В связи с тем,
что твердость материала вала (HBвал = 255 по ГОСТ 1051-88)
больше твердости материала втулки (HBвтулка = 60 по табл. 68, стр. 198, Анурьев том 1) и механизм не
реверсивный, выбирается метод центрирования по внешнему диаметру. Принимаем
число зубьев z = 16, внутренний диаметр d = 72 мм, внешний диаметр D = 82 мм, боковая поверхность зуба b = 7 мм (табл. 4.71, стр. 251, Мягков том 2).
Выбирается
посадка (табл. 4.72, 4.75,
стр. 252 – 253, Мягков том 2).
рис.5.1
рис.5.2
рис.5.3
рис.5.4
рис.5.5
6. Установить
степень точности и контролируемые параметры зубчатой пары 10-11.
Модуль m = 10 мм
Число
зубьев z = 25
Скорость v = 5 м/с
Вид
сопряжения Д
По формулам [6.1]
и [6.2] определяются делительный окружной шаг и делительный диаметр
[6.1]
Страницы: 1, 2
|