Основні види посадок і область їх використання

Размещено на /

Курсова робота

Основні види посадок і область їх використання

Зміст

Вступ

Завдання 1: Вибір посадки з натягом

Завдання 2: Розрахунок перехідної посадки на ймовірність одержання натягів і зазорів

Завдання 3: Контроль розмірів (розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібров)

Завдання 4: Вибір посадки кілець підшипника

Завдання 5: Метод центрування й вибір посадки шліцевого з'єднання

Завдання 6: Ступінь точності й контрольованих параметрів циліндричної зубчастої передачі

Завдання 7: Розрахунок розмірного ланцюга для забезпечення заданого замикаючої ланки

Завдання 8: Основні розміри й граничні відхилення нарізних сполучень

Завдання 9: Визначення виду шпонкового з'єднання

Висновок

Список використовуваної літератури

Введення

Курсовий проект містить у собі рішення завдань по темах:

Посадки;

Шлицеві з'єднання;

Зубчаста передача;

Нарізні сполучення;

Шпонкові з'єднання;

Розмірні ланцюги.

Метою рішення завдань є більше глибоке засвоєння основних теоретичних положень і придбання навичок на вибір посадок для різного з'єднання деталей залежно від їхнього технічного призначення (різьбові, шпонкові й інші з'єднання), по складанню й рішенню розмірних ланцюгів, а також удосконалювання навичок пошуку й використання нормативних документів (ДЕРЖСТАНДАРТ, СТ СЕВ і т.д.) і табличних даних.

1. Розрахувати й вибрати посадку для з'єднання 2-3 при наступних вихідних даних

натяг посадка центрування граничне відхилення

Крутний момент Mкр = 0

Осьова сила Pос = 5300 Н

Номінальний діаметр d = 56 мм

Довжина контакту l = 40 мм

Коефіцієнт тертя-зчеплення f = 0,13

Діаметр внутрішнього отвору d1 = 50 мм

Діаметр втулки d2 = 78 мм

Матеріал вала Сталь 45

Матеріал втулки БрО4Ц4С17

Вид запресовування Механічна

Висота мікронерівностей вала Rzd = 5 мкм

Висота мікронерівностей втулки RzD = 10 мкм

Робоча температура з'єднання t = 60ْ З

Умови працездатності:

1. Відсутність проковзування;

2. Відсутність пластичних деформацій у з'єднанні.

При розрахунках використовуються виводи завдання Ляме (визначення напруг і переміщень у товстостінних порожніх циліндрах).

За відомим значенням зовнішніх навантажень (Mкр; Pос) і розмірам з'єднання (d; l) визначається необхідний мінімальний питомий тиск на контактних поверхнях з'єднання по формулі [1.1]:

, [1.1]

де Pос – поздовжня осьова сила, що прагне зрушити одну деталь щодо іншої; Mкр – крутний момент, що прагне повернути одну деталь щодо іншої; l – довжина контакту поверхонь, що сполучаються; f - коефіцієнт тертя-зчеплення.

За отриманим значенням p визначається необхідна величина найменшого розрахункового натягу N’min [1.2]

, [1.2]

де E1 і E2 – модулі пружності матеріалів деталей; c1 і c2 – коефіцієнти Ляме, обумовлені по формулах [1.3] і [1.4]

, [1.3]

, [1.4]

де d1 – діаметр внутрішнього отвору; d2 – діаметр втулки; μ1 і μ2 – коефіцієнти Пуассона.

Приймаються значення 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).

Визначаються з урахуванням виправлень до N’min величина мінімального припустимого натягу [1.5]

, [1.5]

де γш – виправлення, що враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з'єднання [1.6]

[1.6]

γt – виправлення, що враховує розходження коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей [1.7]

, [1.7]

де αD і αd – коефіцієнти лінійного розширення матеріалів; – різниця між робочою й нормальною температурою

Приймаються значення αD = 17,6·10-6 град-1, αd = 11,5·10-6 град-1 (табл. 1.62, стр. 187-188, Мягков том 1).

На основі теорії найбільших дотичних напружень визначається максимальний припустимий питомий тиск [pmax], при якому відсутня пластична деформація на контактних поверхнях деталей. У якості [pmax] береться найменше із двох значень, певних по формулах [1.8] і [1.9]

, [1.8]

, [1.9]

де σТ1 і σТ2 – границя текучості матеріалів деталей.

Приймаються значення σТ1 =355 МПа (табл. 3, стор. 97, Анурьєв тім 1), σТ2 = 147 МПа (табл. 68, стор. 198, Анурьєв тім 1).

Визначається величина найбільшого розрахункового натягу N’max [1.10]

[1.10]

Визначається з урахуванням виправлень до N’min величина максимального припустимого натягу [1.11]

, [1.11]

де γуд – коефіцієнт питомого тиску в торців деталі, що охоплює.

Приймається значення γуд = 0,93 (за графіком мал. 1.68, стор. 336, Мягков тім 1).

Вибирається посадка з таблиць системи допусків і посадок (табл.1.49, стор. 156, Мягков тім 1)

,

для якого Nmax = 106 мкм < [Nmax], Nmin = 57 мкм > [Nmin].

мал.1.1

мал.1.2

мал.1.3

2. Для з'єднання 16-17 визначити імовірнісні характеристики заданої перехідної посадки:

мал.2.1

мал.2.2

Розраховується посадка, і визначаються мінімальний і максимальний натяг [2.1], [2.2], [2.3]

, [2.1]

, [2.2]

, [2.3]

поля допусків [2.4], [2.5]

, [2.4]

, [2.5]

де В - верхнє відхилення отвору; в - верхнє відхилення вала; НВ - нижнє відхилення отвору; нв - нижнє відхилення вала. (В=30 мкм , НВ =-10 мкм , в=25 мкм , нв = 0 мкм)

Визначається середнє квадратичне відхилення натягу (зазору) по формулі [2.6]

[2.6]

Визначається межа інтегрування [2.7]

[2.7]

Приймається значення функції Ф(1.65) = 0.4505 (табл. 1.1, стор. 12, Мягков тім 1).

Розраховується ймовірність натягів [2.8] (або відсоток натягів [2.9]) і ймовірність зазору [2.10] (або відсоток зазорів [2.11]):

[2.8]

[2.9]

[2.10]

[2.11]

імовірність натягу

відсоток натягу

імовірність зазору

відсоток зазору

мал.2.3

3. Розрахувати виконавчі розміри гладких граничних калібрів (контркалібрів) для контролю деталей з'єднання: 16-17.

Розрахунок виконавчих розмірів калібру-скоби для вала h7

мал.3.1

Прохідна сторона розраховується по формулі [3.1], границя зношування - [3.2], непрохідна сторона - [3.3]

, [3.1]

, [3.2]

, [3.3]

де d – номінальний діаметр вала; в – верхнє відхилення вала; нв – нижнє відхилення вала; Z1 – відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для вала щодо найбільшого граничного розміру виробу; Y1 – припустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для вала за кордон поля допуску виробу.

Приймаються значення Z1 = 4 мкм, Y1 = 3 мкм (табл. 2, стор. 8, ДЕРЖСТАНДАРТ 24853-81).

Допуску на виготовлення калібрів для вала (прохідної й непрохідної сторони) приймається H1 = 5 мкм (табл. 2, стор. 8, ДЕРЖСТАНДАРТ 24853-81).

Допуску на виготовлення контркалібрів для вала (прохідної й непрохідної сторони, границі зношування) приймається Hр = 2 мкм (табл. 2, стор. 8, ДЕРЖСТАНДАРТ 24853-81).

Виконавчі розміри калібру-скоби:

прохідна сторона ,

непрохідна сторона .

Виконавчі розміри контркалібра - скоби:

прохідна сторона ,

непрохідна сторона ,

границя зношування .

мал.3.2

Розрахунок виконавчих розмірів калібру-пробки для отвору Js8

мал.3.3

Прохідна сторона розраховується по формулі [3.4], границя зношування - [3.5], непрохідна сторона - [3.6]

, [3.4]

, [3.5]

, [3.6]

де D - номінальний діаметр вала; В - верхнє відхилення отвору; НВ - нижнє відхилення отвору; Z - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для отвору щодо найменшого граничного розміру виробу; Y - припустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для отвору за кордон поля допуску виробу.

Приймаються значення Z = 7 мкм, Y = 5 мкм (табл. 2, стор. 8, ДЕРЖСТАНДАРТ 24853-81).

Допуску на виготовлення калібрів для отвору (прохідної й непрохідної сторони) приймається H = 5 мкм (табл. 2, стор. 8, ДЕРЖСТАНДАРТ 24853-81).

Виконавчі розміри калібру-скоби:

прохідна сторона ,

непрохідна сторона .

мал.3.4

4. Вибрати посадки для кілець 7 і 8 підшипника №421.

Клас точності 0

Радіальна реакція в опорах R = 45 кН

Перевантаження 100%

Характер навантаження: обертовий вал

Діаметр внутрішнього кільця d = 105 мм

Діаметр зовнішнього кільця D = 260 мм

Ширина підшипника B = 60 мм

Ширина фаски кільця підшипника r = 4 мм

При характері навантаження - обертовий вал внутрішнє кільце випробовує циркуляційне навантаження, зовнішнє - місцеве. Інтенсивність навантаження підраховується по формулі [4]

, [4.1]

де R – радіальна реакція в опорах; B – ширина підшипника; r – ширина фаски кільця підшипника, kП – динамічний коефіцієнт посадки, що залежить від характеру навантаження (при перевантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації kП = 1); F – коефіцієнт, що враховує ступінь ослаблення посадкового натягу при порожньому валу або тонкостінному корпусі (при суцільному валу F = 1, табл. 4.90, стор. 286, Мягков тім 2); FA – коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження R між рядами роликів (FA = 1 для радіальних і радіально-упорних підшипників).

Вибирається посадка для вала (табл. 4.92, стор. 287, Мягков тім 2), для корпуса (табл. 4.93, стор. 289, Мягков тім 2).

Відповідно до класу точності підшипника вибираються посадки кілець:

внутрішнє L0-20 (табл. 4.82, стор. 273, Мягков тім 2),

зовнішнє l0-35 (табл. 4.83, стор. 276, Мягков тім 2).

мал.4.1

мал.4.2

5. Визначити метод центрування й вибрати посадку шліцевого з'єднання 13-14

Число шліців z = 16

Зовнішній діаметр D = 82 мм

Матеріал вала Сталь 45

Матеріал втулки БрО4Ц4С17

У зв'язку з тим, що твердість матеріалу вала (HBвал = 255 за ДСТ 1051-88) більше твердості матеріалу втулки (HBвтулка = 60 по табл. 68, стор. 198, Анурьєв тім 1) і механізм не реверсивний, вибирається метод центрування по зовнішньому діаметрі. Приймаємо число зубів z = 16, внутрішній діаметр d = 72 мм, зовнішній діаметр D = 82 мм, бічна поверхня зуба b = 7 мм (табл. 4.71, стор. 251, Мягков тім 2).

Вибирається посадка (табл. 4.72, 4.75, стор. 252 – 253, Мягков тім 2).

мал.5.1

мал.5.2

мал.5.3

мал.5.4

мал.5.5

6. Установити ступінь точності й контрольовані параметри зубчастої пари 10-11.

Модуль m = 10 мм

Число зубів z = 25

Швидкість v = 5 м/с

Вид сполучення Д

По формулах [6.1] і [6.2] визначаються ділильний окружний крок і ділильний діаметр

[6.1]

[6.2]

Зубчасті колеса - загального машинобудування, не потребуючою особою точності. За значенням окружної швидкості приймається ступінь точності - 8 (середня точність) (табл. 5.12, стор. 330,