Промышленность, производство: Основні види посадок і область їх використання, Курсовая работа

Курсова робота

Основні види посадок і область їх використання

Зміст

	3 4 5 6   11   14 17   19   22   25   29 32 35 36

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                                                M_кр = 0

Осьова сила                                                       P_ос = 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                         R_zd = 5 мкм

Висота мікронерівностей втулки            R_zD = 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 (M_кр; P_ос) і розмірам з'єднання (d; l) визначається необхідний мінімальний питомий тиск на контактних поверхнях з'єднання по формулі [1.1]:

 ,                                      [1.1] 

де P_ос – поздовжня осьова сила, що прагне зрушити одну деталь щодо іншої; M_кр – 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 γ_ш – виправлення, що враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з'єднання [1.6]

                                               [1.6] 

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

,                                         [1.7] 

де α_D і α_d – коефіцієнти лінійного розширення матеріалів; – різниця між робочою й нормальною температурою

Приймаються значення α_D = 17,6·10^-6 град^-1, α_d = 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 [p_max], при якому відсутня пластична деформація на контактних поверхнях деталей. У якості [p_max] береться найменше із двох значень, певних по формулах [1.8] і [1.9]

,                             [1.8] 

,                                     [1.9] 

де σ_Т1 і σ_Т2 – границя текучості матеріалів деталей.

Приймаються значення σ_Т1 =355 МПа (табл. 3, стор. 97, Анурьєв тім 1), σ_Т2 = 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 γ_уд – коефіцієнт питомого тиску в торців деталі, що охоплює.

Приймається значення γ_уд = 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 N_max = 106 мкм < [N_max], N_min = 57 мкм > [N_min].

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 H_р = 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, k_П – динамічний коефіцієнт посадки, що залежить від характеру навантаження (при перевантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації k_П = 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); F_A – коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження R між рядами роликів (F_A = 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 (HB_вал = 255 за ДСТ 1051-88) більше твердості матеріалу втулки (HB_втулка = 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, Мягков тім 2).

Діаметр вершин зубів розраховується по формулі [6.3]

,              [6.3]

де коефіцієнт висоти головки h^*_a = 1 для стандартного вихідного контуру за ДСТ 13755-81 і ДЕРЖСТАНДАРТ 9587-81.

Норми кінематичної точності

Приймається допуск на радіальне биття зубчастого вінця F_r = 80 мкм (табл. 5.7,стор. 317, Мягков тім 2), допуск на накопичену погрішність кроку зубчастого колеса F_p = 125 мкм (табл. 5.8, стор. 319, Мягков тім 2).

Норми плавності роботи

Приймається допуск на місцеву кінематичну погрішність f^’_i = 60 напівтемне, граничне відхилення кроку f_pt = ±32 мкм, погрішність профілю f_f = 28 мкм (табл. 5.9, стор. 321, Мягков тім 2).

Т.к. ширина зубчастого вінця b = 50 мм, те приймається сумарна пляма контакту по висоті зуба – 40%, по довжині зуба – 50%; допуски на не паралельність f_x = 25 мкм, перекіс f_y = 12 мкм, напрямок зуба F_β = 25 мкм (табл. 5.10, стор. 323-324, Мягков тім 2).

Вид сполучення - Д, допуску бічного зазору - d, клас відхилень міжосьової відстані - III (табл. 5.15, стор. 335, Мягков тім 2).

Міжосьова відстань розраховується по формулі [6.4]

,             [6.4]

де числа зубів коліс z₁ = z₂ = 25.

Приймається гарантований бічний зазор j_nmin = 72 напівтемне, граничне відхилення міжосьової відстані f_a = ±35 мкм (табл. 5.17, стор. 336, Мягков тім 2).

Ступінь точності за ДСТ 1643-81 8-дd