Посадки гладких цилиндрических сопряжений, подшипников качения, шпоночных соединений, а также проводить расчет размерной цепи

Реферат

Курсовая работа

Пояснительная записка: 18 с., 5 рис., 2 табл., 6 источников

ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, ВАЛ, ДОПУСК, КАЛИБР, КВАЛИТЕТ, ПОСАДКА, ОТВЕРСТИЕ, ПОДШИПНИК КАЧЕНИЯ, РАЗМЕРНАЯ ЦЕПЬ, СОЕДИНЕНИЕ С НАТЯГОМ, ШЕРОХОВАТОСТЬ, ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Цель курсовой работы – назначить  посадки гладких цилиндрических сопряжений. Подшипников качения, шпоночных  соединений, а также провести расчет размерной цепи.

Объект исследования – чертеж, узла кратного описания его конструкции  и работы и таблиц с исходными данными.

В данной работе назначены посадки  гладких цилиндрических сопряжений, подшипники качения, резьбовые, шпоночные  соединения.

Сделан выбор метода обеспечения  точности сборки механизма и расчетной  цепи.

Значимость работы – научиться  назначать посадки гладких цилиндрических сопряжений, подшипников качения, шпоночных соединений, а также проводить расчет размерной цепи.

Содержание

стр

Введение 4

1 Выбор посадок в соединениях  гладких цилиндрических деталей   5

2 Расчет и выбор посадок подшипников  качения  11

3 Нормирование допусков и назначение  посадок шпоночных соединений   13

4 Расчет размерных цепей   15

Заключение 17

Список используемых источников 18

ВВЕДЕНИЕ

Взаимозаменяемость – это свойство независимо изготовленных с заданной точностью деталей, составных частей машин, приборов и других изделий обеспечивать возможность беспригодной сборки сопрягаемых деталей в составные части, а составные части – в изделия при соблюдении технических требований, предъявляемых к изделиям.

Взаимозаменяемость может быть полной и неполной.

Полная взаимозаменяемость обеспечивается при выполнении геометрических, механических, электрических и других параметров деталей с точностью, позволяющей  производить сборку любых сопрягаемых  деталей и составных частей без  дополнительной их обработки, пригонки, подбора и регулирования при обеспечении требуемого качества изделия.

При неполной взаимозаменяемости допускается  групповой подбор, подгонка или регулировка  деталей, узлов, агрегатов.

Базой для осуществления взаимозаменяемости в современном промышленном производствах является стандартизация.

1 Выбор посадок в  соединениях гладких цилиндрических  деталей

Цель работы: изучить методику расчета допустимых значений минимального и максимального натяга в посадке и исходя из назначения, конструктивных особенностей и условий эксплуатации сборочной единицы рассчитать и выбрать стандартную посадку с натягом.

Расчет и выбор посадок  с натягом

Посадки с натягом предназначены  для неподвижных неразъемных (или  разбираемых лишь в отдельных  случаях при ремонте) соединений деталей, как правило, без дополнительного крепления винтами, штифтами, шпонками и т. п. Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей. При прочих равных условиях напряжения пропорциональны натягу. В большинстве случаев посадки с натягом вызывают упругие деформации контактных поверхностей, но в ряде посадок с натягом, особенно при относительно больших натягах или в соединениях деталей, изготовленных из легких сплавов и пластмасс, возникают упругопластические деформации (пластические деформации в одной или обеих деталях распространяются не на всю толщину материала) или пластические деформации, распространяющиеся на всю толщину материала. Применение таких посадок во многих случаях возможно и целесообразно.

В отличие от других способов обеспечения  неподвижности деталей в соединении при передаче нагрузок посадки с  натягом позволяют упростить  конструкцию и сборку деталей и обеспечивают высокую степень их центрирования. В сравнительно редких случаях, при передаче очень больших крутящих моментов или при наличии весьма больших сдвигающих сил, в соединениях с натягом дополнительно применяются крепежные детали.

При одном и том же натяге прочность соединения зависит от материала и размеров деталей, шероховатости сопрягаемых поверхностей, способа соединения деталей, формы и размеров центрирующих фасок, смазки и скорости запрессовки, условий нагрева или охлаждения и т.д. Ввиду такого многообразия исходных факторов выбор посадки следует производить не только по аналогии с известными соединениями, но и на основе предварительных расчетов натягов и возникающих напряжений, особенно при применении посадок с относительно большими натягами. Для изделий серийного и массового производства рекомендуется провести предварительную опытную проверку выбранных посадок с натягом.

Различают следующие основные способы сборки деталей при посадках с натягом:

1. сборка под прессом за счет его осевого усилия при нормальной температуре, так называемая продольная запрессовка;
2. сборка с предварительным разогревом охлаждающей детали (отверстия) или охлаждением охватываемой детали (вала) до определенной температуры (способ термических  деформаций, или поперечная запрессовка).

В каждом конкретном случае выбора способа  сборки определяется конструктивными  соображениями (форма и размеры  сопрягаемых деталей, значения натягов, наличие соответствующего оборудования для сборки и т.д.).

Сборка под прессом - наиболее известный и несложный процесс, применяемый преимущественно при относительно небольших натягах. Однако к его недостаткам следует отнести: неравномерность деформации тонкостенных деталей, возможности повреждения сопрягаемых деталей, потребность в мощных прессах, более высокие требования к шероховатости сопрягаемых поверхностей.

Сборка способом термических деформаций применяется как при относительно больших, так и при небольших  натягах и дает более высокое  качество соединения за счет меньших  повреждений сопрягаемых деталей и уменьшения влияния шероховатости поверхности.

В данной конструкции с натягом соединяются ступица 2, выполненная из чугуна СЧ18, и венца 1, выполненного из бронзы БрАЖ9-4.

Диаметр соединения 80.

Соединение передает крутящий момент М_кр = 400Нм.

Данная конструкция собирается способом 2, за счет осевого усилия (продольная запрессовка), без смазки. На рис. 1 представлен эскиз детали.

d = 80 мм

d₁ = 20 мм

d₂ = 94 мм

L = 30 мм

Рисунок 1 - Эскиз детали

Физико-механические свойства охватываемой детали (1) и охватывающей (2) деталей берем из таблицы физико-механические свойства материалов.

Е - модуль упругости

Е₁ = 1,23´10¹¹Па

Е₂ = 1,16´10¹¹Па

m - коэффициент Пуассона

m₁ = 0,25

m₁ = 0,35

s_т - предел текучести

s_т1 = 180 МПа

s_т2 = 250 МПа

Метод формирования соединения продольный. Коэффициент трения сцепления при распрессовке в момент сдвига в круговом направлении: f_кр = 0,06 и f_осев. = 0,08

Определим значение минимального давления Р_min из условия его неподвижности при действии крутящего момента (формула1.1).

                                                                                                                 (1.1)

Определим значение максимально допустимого давления в соединении P_max из условия отсутствия пластической деформации охватываемой и охватывающей детали (формула 1.2 и 1.3).

                                                                                                 (1.2)

                                                                                                 (1.3)

Для дальнейших расчетов, исходя из условий  прочности деталей, выбираем меньшее  значение P_max = 39,97 МПа.

Определим минимальный  N_min и максимальный N_max натяги по формулам 1.4, 1.5, 1.6

                                                                                            (1.4)

                                                                                                                  (1.5)

                                                                                                                (1.6)

Находим поправку ∆N_R, учитывающую срез и смятие неровностей на контактных поверхностей деталей по формуле 1.7. Мы учитываем, что Rz » Ra.

                                                                                                                   (1.7)

Для деталей, собираемых поперечным методом, диапазон R_a = 0,4...1,6. В нашем случае    R_a1 =0,8; R_a2 =1,6.

Теперь определим поправку ∆N_Т, учитывающую различие температур при сборке и эксплуатации соединений, считая, что температуры обоих деталей равны. Получаем, что N_Т = 0.

Находим коэффициент g_уд , учитывающий увеличение контактного давления у торцов охватываемой детали по таблице: g_уд » 0,95.

Определим минимальный  расчетный натяг с учетом поправок по формуле 1.8.

                                                                                                           (1.8)

Определим максимальный расчетный  натяг с учетом поправок по формуле 1.9.

                                                                                                    (1.9)

Определяем средний квалитет, в котором следует назначать допуски сопрягаемых деталей и посадки по формуле 1.10

i = 2,51

                                                                                                                (1.10)

Выбираем 8 квалитет, ближайший к повышению степени точности.

Выбираем стандартную  посадку в системе отверстия  и строим схему расположения полей  допусков.

Рисунок 2 - Расположение полей допусков

Определяем максимальное усилие, необходимое  при продольной сборке деталей (формула 1.11).

                                                                                                                 (1.11)

2 Расчет и выбор  посадок подшипников качения

Цель работы: рассчитать посадки колец подшипников с валом и корпусом; назначить на сопрягаемые детали отклонения формы посадочных поверхностей и шероховатости.

Подшипники качения работают при  самых разнообразных нагрузках, они обеспечивают точность и равномерность перемещения подвижных частей машин и приборов. Работоспособность подшипников качения зависит от точности их изготовления и характера соединения сопрягаемых деталей. Все подшипники делятся на пять классов точности: 0, 6, 5, 4, 2 в порядке повышения точности. В классах высокой точности требования к точности деталей подшипника резко возрастет. Дорогостоящие подшипники высокой точности применяются только в особых случаях например в прецизионных приборах. В обычном машиностроении применяются 6 класс точности.

В связи с отсутствием осевой составляющей нагрузки выбирается однорядный радиальный подшипник. Выбираем подшипник

Таблица 1 - Исходные данные

Режим работы №1, серия - легкая. Назначим предельные отклонения для нулевого класса точности.

d = 40_-0,010               D = 80_-0,013                    В = 18_-0,12

Определим вид нагружения колец подшипника в зависимости от того, вращается или не вращается данное кольцо относительно действующей на него радиальной нагрузки. В данном случае радиальная нагрузка постоянна по направлению, а вращается внутреннее кольцо. Следовательно, внутреннее кольцо испытывает циркулярное нагружение.

Для выбора посадки внутреннего  циркуляционного нагруженного кольца радиальная нагрузка рассчитывается по формуле 2.1

                                                                   ,                                                            (2.1)

где R = 12кН - радиальная нагрузка;

- рабочая ширина посадочной  поверхности.

Динамический коэффициент посадки  k₁ = 1; коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе k₂ = 1; коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки k₃ = 1.

На поверхности вала и корпуса в зависимости от интенсивности нагрузки на посадочные поверхности вала, пользуясь таблицей 3,4 задания, подбираем посадку на диаметр вала (к6) на отверстие под наружное кольцо подшипника (Н6).

Таким образом, имеем посадочные диаметры вала Æ80 Н6 и отверстия Æ40 к6.

Схематичное расположение полей допусков колец подшипника и сопрягаемых  с ними поверхностей вала и отверстия  приведено на рисунке 3.

hB - поле допуска диаметра наружного диаметра отверстия;

kB - поле допуска диаметра отверстия внутреннего кольца отверстия.

Рисунок 3 - Расположение полей допусков

3 Нормирование допусков  и назначение посадок шпоночных  соединений

Цель работы: назначит поля допусков для деталей, входящих в шпоночные соединения в зависимости от условий эксплуатации и требований к точности центрирования.

Шпоночные соединения служат для передачи вращающихся элементов между  валами насажанными на них зубчатыми  колесами, полумуфтами и другими  деталями. Независимо от характера  соединения шпонки должны обеспечить хорошее центрирование и исключить относительное проворачивание соединенных деталей, поэтому боковое зазоры у шпонок не желательны. Получить шпоночные сечения с идеальным центрированием без боковых зазоров практически не возможно, и не всегда требуется по условиям эксплуатации. Различают соединения призматическими, клиновыми и сегментными шпонками.

Рисунок 4 - Эскиз шпоночного соединения

t₁ - глубина паза вала

t₂ - глубина паза втулки

Соединение между валом и  зубчатым колесом.

Номинальные размеры шпоночных  соединений выбираем из таблицы и получаем: диаметр вала d = 20 мм, ширина шпонки b = 6 мм, высота шпонки h = 6 мм, глубина паза на валу t₁ = 3,5 мм, глубина паза во втулке t₂ = 2,8 мм, длина шпонки L = 14 мм.

Из условий работы и сборки соединения выбираем вид соединения - нормальное.

Обычно для соединения по диаметру вала и втулки выбирается одна из переходных посадок, однако с целью обеспечения  легкой сборки-разборки при смене  шестерни выбираем посадку n9/Js9.

Назначаем допуски на размеры шпонки согласно таблице:

на ширину шпонки Js9/h9;

на ширину вала N9/h9;

допуск на вал H9/h9.

Схематичное расположение полей допусков на ширину шпоночных пазов приведено  на рисунке 5.

Рисунок 5 - Расположение полей допусков на ширину шпонки

N_max = 18 мм

S_max = 36 + 18 = 54 мм

4 Расчет размерных цепей

Цель работы: установить допуски и предельные отклонения на составляющие звенья размерной цепи.

Размерная цепь - совокупность размеров, образующих замкнутый контур и непосредственно участвующий в поставленной задаче. Задачей расчета является определение непосредственно участвующий в поставленной задаче. Задачей расчета является определение допусков и предельных отклонений на составные звенья размерной цепи. Звено размерной цепи - это один из размеров, образующих размерную цепь. Имеются следующие виды звеньев: замыкающее (звено, которое получается последним в процессе изготовления и сборки), увязывающее (звено, наиболее простое в изготовлении, за счет него производится увязка размерной цепи), увеличивающее (при его увеличении замыкающее звено уменьшается).

Рисунок 6 - Схема размерной цепи

В данном задании цепь является конструктивной сборочной линейкой. Она состоит  из основных звеньев А₁, А₂, А₃, А₄ и замыкающего звена А_∆.

Звенья А₂, А₄ - уменьшающие, А₁ - увеличивающее, А₃ - увязывающее звено.

Номинальные размеры составляющих звеньев указаны в таблице 2.

Таблица 2 - Размеры звеньев размерных  цепей

Решаем прямую задачу, то есть назначаем  допуски и предельные отклонения на составляющие звенья размерной цепи.

Средняя точность составляющих звеньев  определяется по числу единиц допуска (формула 4.1)

                                                                 ,                                                             (4.1)

где ТА_∆ - допуск замыкающего звена;

ik - единица допуска k-ого звена.

Рассчитаем допуск замыкающего звена ТА_∆:

ТА_∆ = А_∆max - А_∆min

ТА_∆ = 500 мкм

Средняя точность по формуле 4.1

Выбираем 11 квалитет

Допуск увязывающего звена рассчитывается по формуле 4.2

                                                                                       (4.2)

Определяем середину поля допуска  увязывающего звена по формуле 4.3

                                                                                       (4.3)

Определяем верхнее отклонение увязывающего звена по формуле 4.4

                                                                                                       (4.4)

Определяем нижнее отклонение увязывающего звена по формуле 4.5

                                                                                                       (4.5)

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной работе проведены все необходимые расчеты, которые требуются по заданию. Учтены конструктивные особенности механизма и условия его работы. Мы изучили методику расчета допустимых значений максимального и минимального натяга в посадке и рассчитали стандартную посадку с натягом, посадку колец подшипника с валом и корпусом, назначили на сопрягаемые детали отклонения формы посадочных поверхностей и шероховатости, а также назначили поля допусков для деталей, входящих в шпоночное соединения.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Якушев А. И., Воронцов Л. Н., Федотов Н. М. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учеб. для вузов. М.: Машиностроение, 1987. -  352 с.

2 Мягков В.  Д., Палей М. А., Романов А. Б., Брагинский В. А. Допуски и  посадки: Справочник. В 2-х ч.  – 6-е изд., перераб. и доп. Л.: Машиностроение. Ленингр.отд-ние, 1982. – 4.1, - 543 с.

3 Мягков В.  Д., Палей М. А., Романов А. Б., Брагинский В. А. Допуски и  посадки: Справочник. В 2-х ч.  – 6-е изд., перераб. и доп.  Л.: Машиностроение. Ленингр.отд-ние, 1982. – 4.2, - 448 с.

4 Нарышкина В.  Н., Коросташевского Р. В. Подшипники  качения: Справочник.- М.: Машиностроение, 1984. – 220 с.

5 Дунаев П.  Ф., Лешков О. П. Конструирование  узлов и деталей машин. –  4-е изд., перераб. и доп. М.: Высшая  школа, 1985. – 416 с.

6 Шалин Р. Е.  Авиационные детали: Справочник. М.: ОНТИ, 1985, - 628 с.