СОДЕРЖАНИЕ

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

ВВЕДЕНИЕ 

    В связи со стремительным развитием машиностроения к качеству изделий предъявляются все более высокие требования. Важнейшим условием обеспечения и повышения эффективности машиностроения является взаимозаменяемость изделий. При этом принципам взаимозаменяемости подчиняется не только производство (проектирование и изготовление), но и эксплуатация и ремонт.

    Взаимозаменяемость  обеспечивается комплексом мероприятий, главные из которых основаны на стандартизации. Главной задачей стандартизации является создание системы нормативно-технической  документации, устанавливающей требования к качеству изделий, и обязательной к исполнению в соответствии со стандартом.

    Допуски и посадки нормированы государственными стандартами, входящими в две  системы: ЕСДП и ОНВ. ЕСДП распространяются на допуски размеров гладких элементов деталей и на посадки, образующиеся при соединении этих деталей. ОНВ регламентируют допуски и посадки шпоночных, шлицевых, резьбовых и конических соединений, а также зубчатых передач и колес.

    Допуски и посадки указывают на чертежах, эскизах, технических картах. На основе допусков и посадок разрабатываются технические процессы изготовления деталей и определяются средства измерения и контроля их размеров, а также последовательность и способ сборки изделий.

    В связи с вышеизложенным курсовая работа посвящается выбору допусков и посадок для гладких цилиндрических соединений, для соединения подшипника качения с валом и корпусом, а также сложных соединений, таких как шпоночное и шлицевое соединения. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДОК ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ 

1.1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ АНАЛОГИИ 

    1.1.1. Соединение колеса ходового 1 с зубчатым колесом 2 

    Соединение  неподвижное, разъёмное, точность центрирования  высокая. При установке зубчатого  колеса 2 в ходовое колесо необходимо обеспечить минимальный зазор. Выбираем посадку в системе отверстия - Ø360

(рис. 1).

 

Рис. 1. Схема расположения полей допусков соединения Ø360H7/h6 
 

    Предельные  размеры и допуск отверстия:

    Dmax = D + ES = 360 + 0,057 = 360,057 мм;

    Dmin = D + EI = 360 + 0 = 360 мм;

    TD = Dmax - Dmin = 360,057 – 360 = 0,057 мм.

    Предельные  размеры и допуск вала:

    dmax = d + es = 360 + 0 = 360 мм;

    dmin = d + ei = 360 + (-0,036) = 359,964мм;

    Td = dmax – dmin = 360 – 359,964 = 0,036 мм.

    Посадка:

    Nmax = dmax – Dmin = 360 - 360  = 0 мм;

    Smax = Dmax – dmin = 360,057 - 359,964 = 0,093 мм;

    T(S,N) = TD + Td = 0,057 + 0,036 = 0,093 мм.

    Наиболее  вероятный размер отверстия при  нормальном законе распределения размеров отверстий равен среднему размеру :

      мм.

    Наиболее  вероятный размер вала при нормальном законе распределения размеров отверстий  равен среднему размеру  :

      мм.

    Вероятный зазор:

      мм. 
 

    1.1.2. Соединение колеса ходового 1 с подшипником 15 

    При установке подшипника 15 в ходовое  колесо 1 наружное кольцо испытывает циркуляционную нагрузку, поэтому необходимо обеспечить переходную посадку с преимущественным натягом для исключения обкатки  и проскальзывания кольца по посадочной поверхности при работе подшипникового узла под нагрузкой. Выбираем посадку в системе вала -  Ø180   (рис. 2).

Рис. 2. Схема расположения полей допусков соединения Ø180N7/ 0 
 

    Предельные  размеры и допуск отверстия:

    Dmax = D + ES =180 + (-0,012) = 179,988 мм;

    Dmin = D + EI = 180 + (-0,052) = 179,948 мм;

    TD = Dmax - Dmin = 179,988 – 179,948 = 0,040 мм.

    Предельные  размеры и допуск вала:

    dmax = d + es = 180 + 0 = 180 мм;

    dmin = d + ei = 180 +(- 0,025) = 179,975 мм;

    Td = dmax – dmin = 180 – 179,975 = 0,025 мм.

    Посадка:

    Nmax = dmax – Dmin = 180 - 179,948  = 0,052 мм;

    Smax = Dmax – dmin = 179,988 -179,975 = 0,013 мм;

    T(S,N) = TD + Td = 0,040 + 0,025= 0,065 мм.

    Наиболее  вероятный размер отверстия при нормальном законе распределения размеров отверстий равен среднему размеру :

      мм.

    Наиболее  вероятный размер вала при нормальном законе распределения размеров отверстий  равен среднему размеру :

      мм.

    Так как  , посадка Ø180N7/ 0 является посадкой с преимущественным натягом :

      мм. 
 

      1.1.3. Соединение колеса ходового 1 и втулки распорной 3 

          Соединение неподвижное, разъёмное, точность центрирования  низкая. Поэтому для обеспечения  простоты сборки-разборки соединения втулки распорной 3 с ходовым колесом 1 необходимо обеспечить посадку с  гарантированным зазором. Так как  на отверстие колеса ходового 1 уже назначено поле допуска N7, то выбираем посадку - Ø180 (рис. 3).

    Предельные  размеры и допуск отверстия:

    Dmax = D + ES = 180 + (- 0,012) = 179,988 мм;

    Dmin = D + EI = 180 + (-0,052) = 179,948 мм;

    TD = Dmax – Dmin = 179,988 – 179,948 = 0,040 мм.

    Предельные  размеры и допуск вала:

    dmax = d + es = 180 + (-0,145) = 179,855 мм;

    dmin = d + ei = 180 +(-0,245) = 179,755 мм;

    Td = dmax – dmin = 179,855 – 179,755 = 0,100 мм.

    Посадка:

    Smax = Dmax – dmin = 179,988 - 179,755 = 0,233 мм;

    Smin = Dmin - dmax= 179,948 - 179,855 = 0,093 мм;

    TS = TD + Td = 0,040 + 0,100 = 0,140 мм. 

Рис. 3. Схема расположения полей допусков соединения Ø180N7/d9 
 

    Наиболее  вероятный размер отверстия при  нормальном законе распределения размеров отверстий равен среднему размеру :

      мм.

    Наиболее  вероятный размер вала при нормальном законе распределения размеров отверстий  равен среднему размеру  :

      мм.

    Вероятный зазор:

      мм. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.2. РАСЧЁТ  ПОСАДКИ С НАТЯГОМ 

    В заданном варианте задания необходимо рассчитать величину наибольшего и  наименьшего функциональных натягов  и по ним выбрать наибольший и  наименьшие табличные натяги стандартной или комбинированной посадки, обеспечив при этом надежность соединения. Исходные данные приведены в табл. 1. 

1. Исходные  данные к заданию «Расчет и  выбор посадок с натягом» 

 
 

    1.2.1. Расчёт натяга 

    Определение значения минимального расчётного натяга (мм), при одновременном действии осевой силы :

     ,

где - коэффициент трения при распрессовке: = 0,4 (т.к. в данном случае и вал и втулка сделаны из одного материала Сталь, и метод сборки под прессом со смазкой); Мпа – коэффициенты модуля упругости материала ( Сталь углеродистая); - коэффициенты Ляме.

    Коэффициенты  Ляме находятся по следующим формулам:

                           

где - коэффициенты Пуассона.

    

                

    Находим : 

    

 мм.

    Определим значение максимального расчётного натяга (мм):

, где в качестве  наименьшее из и .

    Допускаемое напряжение на контактной поверхности вала:

    

 МПа,

где - предел текучести материала вала.

    

 МПа,

где - предел текучести материала втулки.

    Значит:       МПа.

    

 мм.

    Определяем  значение функциональных натягов  и , принимаемых в качестве предельно допустимых (мм):

             ;                       ,

где - поправка, учитывающая смятие неровностей контактной поверхностей деталей при образовании соединения.

 мм.

     - поправка, учитывающая различие  рабочей температуры деталей и и температуры помещения при сборке , различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей и :

    

,

где (Сталь углеродистая); - разности между рабочей температурой соответственно вала и втулки и температурой рабочего пространства при сборке . 

    Находим разности температур:

    

;

    

.

    Вычисляем поправку :

    

.

    Поправка  - коэффициент увеличения давления у торцов втулки.

                        ;                            .

    Из  графика  мм.

    Находим значения функциональных натягов:

      мм;

      мм. 
 
 

    1.2.3. Выбор посадки 

    Так как результаты, рассчитанные в ручную, приблизительно равны результатам, рассчитанным на ЭВМ, выбираем по ГОСТ 25347-82 посадку, для которой выполняются неравенства: и .

    Это посадка Ø40H8/z8

    Найдем  максимальный и минимальный допуски  натяга:

      мм;

      мм.

    Проверяем условие работоспособности соединения:

1.

   

  

   

где и – соответственно максимальный и минимальный функциональные натяги.

2. Запас прочности на эксплуатацию:

    ,

где - допуск функционального натяга.

     мм;

     мм;

     .

3. Запас прочности на сборку:

      мм;

      мм.

      Все условия прочности выполняются.  Строим схему полей допусков  посадки Ø40H8/z8 (рис. 4). 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Рис. 4. Схема расположения полей допусков  посадки с натягом Ø40H8/z8 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.3. РАСЧЁТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ

    Исходные данные для расчета и выбора посадок в корпус и на вал подшипника качения с диаметром отверстия внутреннего кольца d, диаметром наружной поверхности наружного кольца D и шириной внутреннего кольца В приведены в табл. 2.

 

2. Исходные данные к заданию

«Расчет и выбор посадок подшипников  качения» 

 
 

По источнику [4] определим геометрические параметры подшипника 204:   d=20 мм, D=47 мм, B=14 мм.

    Определим по [3] предельные отклонения средних диаметров и :

 и  .

    Определим вид нагружения внутреннего и  наружного колец подшипника.

    Так как вращается наружное кольцо подшипника, при этом нагрузка, действующая на подшипниковый узел, постоянна по величине и направлению, наружное кольцо подшипника будет испытывает циркуляционное нагружение, а внутреннее – местное.

Определим интенсивность нагружения подшипникового узла , для чего по зависимости определим динамическую эквивалентную нагрузку . Так как наружное кольцо подшипника вращается, а осевая нагрузка ; , 2; ; :

                                     .

    Динамическая  грузоподъёмность подшипника 204 . Тогда

                                             .

    Определим режим работы подшипникового узла. При режим работы – нормальный.

    Выбираем  посадку подшипника на вал. При местном  нагружении внутреннего кольца подшипника с диаметром d=20 мм и нормальном режиме работы – это посадка Ø20L0/g6.

    Выбираем  посадку подшипника в корпус. При циркуляционном нагружении наружного кольца подшипника и нормальном режиме работы – это посадка Ø47K7/l0.

    Строим  схему полей допусков посадок  подшипника на вал и в корпус (рис. 5).

    Устанавливаем требования к точности поверхностей вала и отверстия корпуса, сопрягаемых с подшипником.

    Точность  размеров этих поверхностей определена назначенными посадками: вал – Ø20L0/g6, отверстие – Ø47K7/l0.

    Точность  взаимного расположения поверхностей вала и корпуса характеризуют  допуски торцового биения заплечиков относительно базовых осей: для вала – 0,021 мм, для корпуса – 0,039 мм. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Рис. 5. Схема полей допусков посадок подшипника на вал и в корпус 

    Точность  формы цилиндрических поверхностей вала и корпуса определяют допуски  круглости и профиля продольного сечения: для вала – 0,0035мм, для отверстия – 0,006 мм. Точность формы торцовых поверхностей, а именно допуск плоскостности этих поверхностей, задана косвенно допуском торцового биения: для вала – 0,021 мм, для корпуса – 0,039 мм.

    Шероховатость : для вала – 0,8; для отверстия корпуса – 0,8; для опорных торцовых заплечиков – 1,6.

    Показываем  вышеперечисленные требования на чертеже (рис. 6). 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

       Рис. 6. Требования к точности поверхностей вала и отверстия корпуса