Контрольная работа по "Машиностроению"

Содержание 

1. Расчет и выбор  посадки с натягом  для гладкого цилиндрического  соединения          6

2. Назначение и расчет посадок подшипников качения                    9

3. Расчет предельных размеров и построение схемы расположения полей допусков деталей резьбового соединения                              12

4. Назначение комплекса  контролируемых параметров  зубчатого колеса  и выбор средств  контроля                                                14

5. Расчет размерной  цепи                                                        17

6. Расчет размерной  цепи                                                 18

7. Назначить посадки для всех сопрягаемых размеров и обозначить их на чертеже.     35

8. Список литературы                                                     36 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   1. Расчет и выбор посадки с натягом для гладкого цилиндрического соединения 

   Данные:

   D=55 мм

   D₂=110 мм

   l=45 мм

   f=0,15

   М_кр=170 Н·м 

   Существующий  метод расчета  посадок с натягом  сводится к определению  наибольшей величины натяга. 

   1.1 Определяем величину  наименьшего расчетного  натяга при нагружении  крутящим моментом:

   

.(1.1)

   где f₂ –коэффициент трения при относительном вращении деталей;

        Е₁ и Е₂ – модули упругости материала соединяемых деталей, Н/м²;

       Е₁=Е₂ =2,06·10¹¹ Н/м² (для стали).

       С₁ и С₂ – коэффициенты определяемые по формулам:

   

   µ₁, µ₂ – коэффициент Пуассона;

   µ₁=µ₂=0,3 (для стали);

   D₂ – наружный диаметр охватывающей детали, мм

   D₂=D+2m=108,5+2·3,5=115,5 (мм)

   D=m·z=3,5·31=108,5 (мм)

   

   1.2 Рассчитаем наименьший функциональный натяг.

   В натяг, определенный по формуле (1.1) должна быть внесена поправка.

   

     (1.3)

   

    (1.4)

   где  ∆_ш –учитывает смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей, мкм;

     ∆_t – учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки, а также различие коэффициентов линейного расширения материала деталей, мкм;

     ∆_ц – учитывает деформации деталей от воздействия центробежных сил, мкм;

   ∆_уд – учитывает увеличение контактного давления у торцев охватывающей детали, мкм;

      - учитывает воздействие вибраций и ударов, мкм.

   

(1.5)

   Где К – коэффициент, учитывающий величину смятия неровностей, для механической запрессовки без смазки принимаем К=0,4;

   R_a1, R_a2 – высота неровностей поверхностей отверстия и вала

   R_a1=3,2 мкм;

   R_a2=1,6 мкм.

    (1,6)

   Принимается ∆_оа=0, ∆_t=0, ∆_а=0.

   Наименьший  функциональный натяг, при котором обеспечивается прочность соединения:

     (мкм)

     

    (1.7)

     (мкм)

   1.3 По N_{min.табл.} подберем ближайшую посадку по стандарту.

   Выберем посадку    

   Для данной посадки построим схему полей допусков

   

   Рисунок 1.1 Схема полей  допусков посадки  с натягом 

   Верхнее отклонение отверстия ES=0,010 мм

   Верхнее отклонение вала es=0,039 мм

   Нижнее  отклонение отверстия EI=-0,010 мм

   Нижнее  отклонение вала ei=0,020 мм 

   Натяг минимальный N_min=ei-ES=0,020-0,010=0,010 мм

   Натяг максимальный N_max=es-EI=0,039-(-0,010)=0,049 мм 

   1.4 Проверка прочности соединяемых деталей:

   а) давление на поверхности контакта деталей, возникающее под влиянием натяга

   

     

   б) допустимое давление на поверхности втулки:

   

   где σ_0,2 – предел текучести материала втулки (для стали 20Х σ_0,2=630(МН/м²).

     

   в) допустимое давление на поверхности вала:

   

   где σ_0,2 – предел текучести материала вала (для стали 45 σ_0,2=360(МН/м²).

   

   Таким образом, запас прочности  втулки:

   

   запас прочности вала:

   

   Коэффициенты  запаса прочности  втулки и вала соответствуют  рекомендуемому значению к=1,5…2. Посадка обеспечивает необходимую прочность соединения 
 
 
 
 
 
 

2. Назначение и расчет  посадок подшипников  качения.

Исходные  данные:

Подшипник 6 – 310 по ГОСТ 8338 – 75 (рисунок 2.1)

Рисунок 2.1 Основные размеры  подшипника 

    Геометрические  размеры подшипника 6-304:

d=50 мм – номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца;

  D=110 мм – номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца;

B=27 мм – номинальная ширина подшипника;

  r=3 мм – номинальная координата монтажной фаски;

6-класс  точности подшипника.

    Подшипник 6-310 – шариковый радиальные однорядные основного конструкторского исполнения, средней серии диаметров, узкой серии ширин, предназначен для восприятия радиальных и ограниченных осевых сил любого направления. Такой подшипник обеспечивает осевое фиксирование вала в 2-х направлениях. Не являясь самоустанавливающимся, допускает небольшие углы взаимного перекоса внутреннего и наружного колец, значения которых зависят от радиальных зазоров в подшипнике.

    Посадки подшипников качения  на вал и в отверстие корпуса выбираются с учетом условий эксплуатации, характера действующих нагрузок (величина, направление, интенсивность), вида нагружения, а так же типа, размеров и условий монтажа подшипников.

    Местно-нагруженное  кольцо должно иметь  посадку с зазором  или с небольшим  натягом между  кольцом и сопрягаемой  деталью. Циркуляционно нагруженные кольца – неподвижную посадку с сопрягаемой деталью.

    В заданном узле наружное кольцо данного подшипника испытывает циркуляционное нагружение, а внутреннее – местное нагружение.

    Анализируя  работу узла, предполагаем наличие значительных вибраций и толчков, передаваемых звездочкой цепной передачи.

    Для циркуляционно нагруженного наружного кольца подшипника посадку в корпус выбираем по величине P_Fr- интенсивности радиальной нагрузки на посадочные поверхности, которую определяем по формуле:

где - радиальная нагрузка на опору, Н

В - ширина подшипника ,мм

r - радиус скругления отверстия внутреннего кольца, мм

- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки:

- при перегрузках до 300%, значительных толчках и вибрациях, К₁ = 1,8

-коэффициент  (табл. 10), учитывающий  степень ослабления  посадочного натяга  при полом вале  или тонкостенном  корпусе (при сплошном вале К₂ = 1);

-коэффициент  неравномерности  распределения радиальной  нагрузки  между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки

Для радиальных и радиально-упорных  подшипников с  одним наружным или  внутренним кольцом  К₃ = 1.

 

Определяем  радиальную нагрузку:

     мм

     Н

    Определяем  интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности

    

    Выбираем  посадки колец  подшипников: 

    Для внутреннего кольца выбираем переходную посадку.

      

      

    По  ГОСТ 520-71  определяем предельные отклонения размеров посадочных диаметров внутреннего  и наружного колец  подшипника:

    Для диаметра d = 55 мм, класса точности 6

    - верхнее отклонение ES = +19 мкм

    - нижнее отклонение  EI = 0 мкм;

    Для диаметра D = 110 мм, класса точности 6

    - верхнее отклонение es = 0 мкм

    - нижнее отклонение ei = -22 мкм.  

    Определим предельные отклонения размеров посадочных поверхностей вала и  отверстия по ГОСТ 3325-85.

    Для отверстия диаметром  D = 110 мм, класса точности 6 и полем допуска М7:

    - верхнее отклонение  ES = 0 мкм

    - нижнее отклонение  EI = -35 мкм;

    Для вала диаметром d = 50 мм, класса точности 6 и полем допуска h6:

    - верхнее отклонение  es = 0 мкм

    - нижнее отклонение  ei = -19 мкм. 

    Определим наибольший и наименьший зазоры внутреннего кольца подшипника с валом

    S_max = ES-ei = 0-(-19) = 19 мкм.

    S_min = EI-es = 0 - 0 = 0 мкм, что соответствует наибольшему натягу. 

    Определим наибольший и наименьший натяги в соединении наружного кольца подшипника с корпусом:

    N_max = es – EI = 0-(-35) = 35 мкм, что соответствует наибольшему зазору

    N_min = ei – ES = -22 -0 = -22 мкм 

Рисунок 2.2 Схема расположения полей допусков подшипника

   3. Расчет предельных  размеров и построение  схемы расположения  полей допусков  деталей резьбового  соединения. 

   Исходные  данные: резьба М48х1,5 

   3.1 Определение основных  параметров резьбового  соединения.

   

   d, D – наружные диаметры соответственно наружной резьбы (болта) и внутренней резьбы (гайки);

   d₂ , D₂ – средние диаметры соответственно болта и гайки;

   d₁ , D₁ – внутренние диаметры соответственно болта и гайки;

   Р – шаг резьбы;

   Н – высота исходного треугольника 

   Рисунок 3.1 Основные размеры  метрической резьбы 

   Резьбы  нашли широкое  применение в деталях  машин и приборов в качестве присоединительных  элементов для  обеспечения разъемных  соединений.

   Диаметры  и шаги метрической  резьбы устанавливаются  ГОСТ 8724-81, профиль – ГОСТ 9150-81, основные размеры – ГОСТ 24705 81.

   По  ГОСТ 9150-81 выбираем основные размеры резьбы. 

   Таблица 3.1 Основные размеры  резьбы

 

   Назначение  резьбы.

   Круглая шлицевая гайка с  метрической резьбой М48х1,5 навинчивается на выходной конец вала и служит для предотвращения продольного перемещения звездочки цепной передачи. Поскольку в процессе работы имеется вероятность появления толчков и вибраций, для обеспечения надежности крепления и предотвращения самоотвинчивания резьбового соединения используется резьба с мелким шагом. Для надежности крепления применяется штопорная шайба, язычок который вводят в паз вала, а один из наружных зубцов отгибают в прорезь круглой гайки.

   В соответствии с условиями  работы и требованиями, предъявляемыми точности резьбового соединения, выбираем средний класс точности резьбы – для общего применения. Это наиболее распространенный класс точности резьбы, при котором обеспечивается статическая и динамическая прочность резьбовых соединений.

   Длина свинчивания N.

   Назначаем посадку М48х1,5-6Н/6е.

   6Н – поле допуска внутреннего и среднего диаметров внутренней резьбы.

   6е – поле допуска наружного и среднего диаметров наружной резьбы. 

   3.2 Определение предельных  отклонений резьбы. 

   Для данной посадки устанавливаем  по стандарту предельные отклонения размеров и заносим их в  таблицу.

   Числовые  значения основных отклонений диаметров наружной и внутренней резьбы выбираем по стандарту (ГОСТ 16093-81) и заносим их в  таблицу. 

Таблица 3.2 Предельные отклонения

 

    3.3 Вычисление предельных  значений диаметров  наружной и внутренней  резьбы.

    Вычисляем предельные значения диаметра наружной и  внутренней резьб  и заносим их в  таблицу.

    Предельные  значения диаметров  наружной резьбы:

    d_2max = d₂ + es = 47,026 +(-0,067) = 46,959 (мм)

    d_2min = d₂ + ei = 47,026 + (-0,227) = 46,799 (мм)

    d_1max = d₁ + es = 46,376 + (-0,067) = 46,309 (мм)

    d_1min не нормируется

    d_max = d + es = 48,000 + (-0,067) = 47,933 (мм)

    d_min = d + ei = 48,000 + (-0,303) = 47,697 (мм) 

    Предельные  значения диаметров  внутренней резьбы:

    D_2max = D₂ + ES = 47,026 + 0,212 = 47,238 (мм)

    D_2min = D₂ + EI = 47,026 + 0 = 47,026 (мм)

    D_1max = D₁ + ES = 46,376 + 0,300 = 46,676 (мм)

    D_1min = D₁ + EI = 46,376 + 0 = 46,376 (мм)

    D_max – не нормируется

    D_min = D + EI = 48,000 + 0 = 48,000 (мм) 

    Таблица 3.3 Предельные значения диаметров наружной и внутренней резьбы

 

   S_max = ES-ei = 0,212-(-0,227) = 0,439 (мм)

   S_min = EI-es = 0-(-0,067) = 0,067 (мм)

   T = ES-EI 

   0,5esd₂ = 0,5·(-0,067) = -0,0335 (мм)

   0,5eid₂ = 0,5·(-0,227) = -0,1135 (мм) 

   0,5Td₂ = 0,5·(esd₂-eid₂) = 0,5·(-0,067-(-0,227)) = 0,08 (мм) 

   0,5ESD₂ = 0,5·0,212=0,106 (мм)

   0,5TD₂ = 0,5·(ESD₂-EID₂) = 0,5·(0,212-0) = 0,106 (мм) 

   0,5esd = 0,5·(-0,067) = -0,0335 (мм)

   0,5eid = 0,5·(-0,303) = -0,1515 (мм)

   0,5Td = 0,5·(esd-eid) = 0,5·(esd-eid) = 0,5·(-0,067-(-0,303)) = 0,118 (мм) 

   0,5esd₁ = 0,5·(-0,067) = -0,0335 (мм)

   0,5ESD₁ = 0,5·0,3 = 0,15 (мм)

   0,5TD₁ = 0,5·(ESD₁-EID₁) = 0,5·(0,3-0) = 0,15 (мм) 

   Схема полей допусков резьбового соединения представлена на рисунке 3.2

   

   Рисунок 3.2 Схема полей  допусков резьбового соединения 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   4. Назначение комплекса  контролируемых параметров  зубчатого колеса  и выбор средств  контроля

   Исходные  данные: зубчатое колесо с параметрами: m=3,5; z=31 

   4.1 Определение диаметров  окружностей зубчатого  колеса 

   Диаметры  окружностей зубчатого  колеса определяем по формулам:

   - диаметр делительной  окружности

   d = mz, мм                                                (4.1)

       где m – модуль,

       z – число зубьев,

   d = 3,5·31 = 108,5 (мм)

   - диаметр окружности  вершин

   da = m(z+2), мм                                           (4.2)

   da = 3,5·(31+2) = 115,5 (мм)

   - диаметр окружности  впадин

   df = d-2,5m, мм                                            (4.3)