Расчет и выбор посадок с натягом

 

Содержание

 

 

Введение	4
Исходные данные для выполнения курсовой работы	5
Расчет и выбор посадок с натягом	6
Расчет и выбор посадок подшипников качения	10
Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений методом подобия	13
Выбор параметров резьбового соединения Выбор шпонки	14
	15
Выбор степеней точности и вида сопряжения зубчатой передачи	16
Определение допусков и предельных отклонений размеров, входящих в размерную цепь	18
Калибры для шлицевого  вала Приборы давления	23 28
Заключение	32
Список используемой литературы	33

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Одной из главных целей  конструктора в ходе проектирования и конструирования новых и  усовершенствования устаревших изделий, является разработка чертежной документации для чертежей, обеспечивающей необходимую  технологичность и высокое качество изделий.

Цель курсовой работы по дисциплине “Нормирование точности и технические измерения”:

_{1) Приобретение  студентом необходимых  знаний и навыков  для расчета и  выбора допусков  и посадок типовых  соединений деталей  машин:} 

- расчет и выбор посадки  с натягом;

- расчет и выбор посадок  подшипников качения;

- выбор посадок для  гладких цилиндрических соединений  методом подобия;

- выбор шпонок;

- выбор степеней точности  и посадок резьбового соединения;

- выбор и расчет точности  зубчатых колес и передач;

2) Определение допусков  и предельных отклонений размеров, входящих в размерную цепь

3) Нормирование точности  формы и расположения, шероховатости  поверхностей узла.

Достоинствами курсовой работы по сравнению с другими видами обучения являются практически полная самостоятельность студента во время  её выполнения, необходимость использования  знаний из других параллельных областей.

 

 

Исходные данные для выполнения курсовой работы.

Вариант 72

 

Требования к зубчатой передаче		Бесшумность работы
Характер нагрузки		С сильными толчками и вибрацией, перегрузка до 300%
Материал корпуса		СЧ 15
Материал зубчатого колеса		Сталь 40Х
корпуса		+50˚С
зубчатого колеса		+75˚С
Посадка с натягом
Материал венца зубчатого  колеса		Бр
Материал втулки (ступицы  зубчатого колеса)		Ст. 40Х
Диаметр соединения, мм		50
Длина соединения, мм		40
Вращающий момент, Н∙м		600
Шероховатость сопрягаемых  поверхностей, мкм		6,3
		3,2
Подшипник и вал
Диаметр внутреннего кольца подшипника d, мм		45
Диаметр наружного кольца подшипника D, мм		85
Ширина кольца подшипника b, мм		19
Радиальная реакция опоры R, кН		10
Резьба крепежная		M6
Зубчатое колесо
Модуль m, мм		5
Число зубьев z		40
Передаточное число i		2
Окружная скорость , м/с		8
Размеры размерной  цепи, мм
Б∆max		+0,82
Б∆min		+0,5
Б1		20
Б2		31
Б3		180
Б4		90

 

 

 

 

 

1. Расчет и выбор посадок с натягом

 

Посадки с натягом предназначаются  для образования неподвижных  соединений. Величина натяга N складывается из деформации сжатия и деформации растяжения контактных поверхностей соответственно вала и отверстия. Упругие силы, возникающие при деформации, создают на поверхности деталей напряжение, препятствующее их взаимному смещению.

Расчет посадки с натягом  в курсовой работе выполняется по типовой методике, приведенной в  литературе (2, стр. 222). Порядок расчета:

1. Определяются минимальный и максимальный функциональные натяги по формулам:

, мкм,

, мкм,

где T – вращающий момент, Н∙м;

D,L – диаметр и длина соединения, м;

C_D, C_d – коэффициенты жесткости конструкции;

E_D = 0,9∙10¹¹, E_d = 2∙10¹¹ – модули упругости материалов охватывающей детали и вала, Н/м² (1, стр. 335);

f = 0,2 - коэффициент трения при нагреве или охлаждении сопрягаемых деталей (приложение 2, таблица 1 методических указаний к выполнению курсовой работы);

P_доп – наибольшее допустимое давление на поверхности контакта вала и охватывающей детали, при котором отсутствуют пластические деформации, Н/м².

Коэффициенты жесткости  конструкции определяются по следующим  формулам:

;                     

где мм - наружный диаметр охватывающей детали (зубчатого колеса);

D₁ = 0 мм – внутренний диаметр полого вала (ступицы зубчатого колеса);

μ_D = 0,33; μ_d = 0,3 – коэффициенты Пуассона (приложение 2, таблица 2 методических указаний к выполнению курсовой работы);

Наибольшее допустимое давление P_доп определяется по формулам:

1. для охватывающей детали

Н/м²;

б.  для вала

Н/м²,

где σ_Т – предел текучести материалов охватывающей детали и вала (приложение 2, таблица 2 методических указаний к выполнению курсовой работы).

σ_Т = 3,2∙10⁸ Н/м² – охватывающей детали,

σ_Т = 3,4∙10⁸ Н/м² – вала.

В формулу N_{max ф} подставляется меньшее допустимое давление P_доп = 1,97∙10⁸ Н/м².

Определяем коэффициенты жесткости:

                                    

                                    

Определяем минимальный  и максимальный функциональные натяги:

мкм,

     мкм.

2. Определяем поправки к найденным значениям N_{min ф} и N_{max ф}:

а) поправка u учитывает смятие неровностей контактных поверхностей вала и охватывающей детали

мкм,

где K_d = 0,8 и K_D = 0,2 – коэффициенты, учитывающие величину смятия неровностей на поверхности вала и охватывающей детали (приложение 2, таблица 3 методических указаний к выполнению курсовой работы);

R_zd и R_zD – высота неровностей поверхностей вала и охватывающей детали.

б)  поправка u_t учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки, и различие коэффициентов линейного расширения материалов вала и отверстия:

мкм,

где α_D = 17,5∙10^-6 и α_d = 12∙10^-6 – коэффициенты линейного расширения материала деталей (приложение 2, таблица 2 методических указаний к выполнению курсовой работы);

t_рD и t_рd – рабочие температуры деталей;

t = 20˚C – температура сборки деталей.

 

3. Определяем  N_{min ф} и N_{max ф} с учетом поправок:

мкм,

мкм.

При и поправка берется со знаком «плюс».

4. Находим функциональный допуск посадки

мкм.

5. Распределим функциональный допуск между эксплутационным и конструктивным таким образом, чтобы

мкм.

Принимаем мкм.

мкм,

,

мкм, тогда принимаем мкм,

где  N_З.Э. и N_З.Э. – запас прочности соединения соответственно при эксплуатации и сборке;

 TD и Td – допуски размеров деталей по сопрягаемым поверхностям.

6. Определяем число единиц допуска а и соответствующий квалитет (приложение 2, таблица 4 методических указаний к выполнению курсовой работы):

,

где i – единица допуска, мкм

мкм.

.

Из приложения 2, таблицы 4 методических указаний к выполнению курсовой работы, выбираем квалитет – IT8.

7. Выбираем стандартную посадку по ГОСТ 25347-82, при этом

соблюдаем следующие условия:

-

-

- ,

где

;

          мкм; мкм.

Проверяем выполнение этих условий:

             - 168 182

            - 122 52

             - 70 14

Выбираем посадку Ø50 и вычерчиваем схему полей допусков:

Итоговые данные по выбору посадки с натягом.

Данные расчета			Данные по выбору ст. посадки		Параметры стандартной посадки
					Поля допусков и предельные отклонения, мкм						Пред. натяги		Запас прочн.
					Отверстие			Вал
					Поле доп.	ES	EI	Поле доп.	es	ei	N max	N min
182	52	130	65	65	H8	39	0	х8	168	122	168	129	70	14

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет и выбор посадок  подшипников качения

2.1 Выбор класса точности  подшипника

При скорости вращения вала 8 м/с и требовании к бесшумной работе зубчатой передаче класс точности подшипника принимаем 5-й. При это выписываем отклонения на средние значения диаметров колец - для внутреннего диаметра и - для наружного (1, табл.4.82),

2.2. Выбор посадок

При выборе посадок различают  три основных вида нагружения колец: местное, циркуляционное и колебательное. Виды нагружения колец определяются в зависимости от условий работы подшипников Т.к. происходит вращение вала, то вращающееся кольцо подшипника должно быть смонтировано с натягом, исключающим возможность обкатки и проскальзывания этого кольца по посадочной поверхности вала, такой вид нагружения внутреннего кольца – циркуляционный. Наружное кольцо должно быть установлено в корпусе с небольшим зазором. При этом наружное кольцо будет воспринимать нагрузку лишь ограниченным участком. Такой вид нагружения называется местным.

При циркуляционном нагружении колец подшипников на вал и в корпус выбираются в зависимости от значения интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности кольца.

1. Подшипник шариковый радиальный однорядный 207 (ГОСТ 8338-75):

r=2; d=35; D=72; B=17; (мм)

Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:

  (1, стр.814):

где R=10000 – радиальная реакция опоры, Н; b=B-2r=17-2·2=13 —рабочая ширина кольца подшипника, мм;          

=1,8– динамический коэффициент посадки; F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках ( =1) (1, стр. 814).

.

Заданным условиям соответствует  поле допуска сопрягаемого с подшипником  вала k6(1, табл. 4.92, с.818). Подберем посадку для наружного кольца подшипника(1, табл. 4.84, с.821). Примем посадку H7 .

2. Подшипник шариковый радиальный однорядный 209 (ГОСТ 8338-75):

r=2; d=45; D=85; B=19; (мм).

Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:

где R=10000 – радиальная реакция опоры, Н; b=B-2r=19-2·2=15 — рабочая ширина кольца подшипника, мм;          

=1,8– динамический коэффициент посадки; F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках ( =1) (1, стр. 814).

.

Заданным условиям соответствует  поле допуска сопрягаемого с подшипником  вала k6. Подберем посадку для наружного кольца подшипника. Примем посадку H7 .

3. Подшипник шариковый радиальный однорядный 208 (ГОСТ 8338-75):

r=2; d=40; D=80; B=18; (мм).

Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:

где R=10000 – радиальная реакция опоры, Н; b=B-2r=18-2·2=14 — рабочая ширина кольца подшипника, мм;          

=1.8– динамический коэффициент посадки; F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках ( =1) (1, стр. 814).

.

Заданным условиям соответствует  поле допуска сопрягаемого с подшипником  вала k6. Подберем посадку для наружного кольца подшипника. Примем посадку H7 .

 

 

 

Итоговые данные по выбору и расчету посадок подшипников  качения.

Подшипник				, кН/м	Выбранное поле		Сопрягаемые детали
							Допуски формы и расположения поверхностей, мкм				Ra, мкм
					Вала   d	Отверстие корпуса D	Вала		Отверстия корпуса		Вала	Отв. корпуса
Размеры с предельными  отклонениями, мм
Класс точности	d	D	B				.	7	.	7
5	35-0,08	72-0,009	17-0.08	1385	k6	H7	2	7	2	15	0.63	1.25
5	45-0,08	85-0,01	19-0.12	1200	k6	H7	2	7	2	15	0.63	1,25
5	40-0.08	80-0.01	18-0.12	1285	k6	H7	2	7	2	15	0.63	1,25

Данные допусков формы  и расположения поверхностей ([4], табл. 8,6, 8,8 стр.249).

Данные шероховатости ([1], 2т., табл.4.87, стр.824).

Данные предельных отклонений взяты из ([1], 2т., табл.4.70, 4.72, стр.806).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.  Выбор посадок для  гладких цилиндрических соединений   методом подобия

3.1. Выбор посадок для  соединений «крышки подшипников  – корпус»

Соединение буртика крышки подшипника с корпусом должно быть выполнено с зазором. В случае глухой крышки это соединение можно  считать неответственным. Крышка со сквозным отверстием должна обрабатываться по более высокому квалитету, чем  глухая, и более точно центрироваться. Это необходимо для надежной работы сальника или иного защитного  уплотнения ([1], 1т., стр.300).

Для крышки со сквозным отверстием посадка 

Общим для всех закладных  крышек является посадка выступа  крышки в пазу корпуса, которую принимают H11/h11.

3.2. Выбор посадок для  соединения «втулка – вал».

Так как  втулка расположена на ответственном участке вала, то посадка его на вал зависит от посадки соседней детали на вал, поэтому выбираем посадку H7/h7, а там где расположена на не ответственном участке посадка Н9/d9

Итоговые данные по выбору посадок для гладких цилиндрических соединений методом подобия.

Обознач. соед. на сб. чертеже	Наимен. соед.	Посадка	Предельные отклонения и  допуски, мкм						Предельные зазоры и натяги, допуски посадок, мкм
			Отверстие			Вал
			ES	EI	TD	es	ei	Td	Smin	Smax	TS	Nmin	Nmax	TN
Æ80	Корпус– крышка со сквозным отверстием		+30	0	30	0	-30	30	0	60	60	-	-	-
Æ80	Корпус– закладная крышка		+190	0	190	-100	-290	190	100	480	380	-	-	-
Æ72	Корпус– закладная крышка		+190	0	190	-100	-290	190	100	480	380	-	-	-
Æ35	Втулка-вал		+25	0	25	0	-25	25	0	50	50	-	-	-
Æ45	Втулка-вал		+25	0	25	0	-25	25	0	50	50	-	-	-
Æ45	Втулка-вал		+62	0	62	-80	-142	62	142	204	62	-	-	-

 

 

 

4. Выбор параметров резьбового соединения

 

Тип посадки рассматриваемых  соединений определяется характером заданной нагрузки. Поскольку для узла задана нагрузка c сильными толчками и вибрацией, перегрузка до 300%, следует применять переходную посадку. Эти посадки обеспечивают быструю и лёгкую свинчиваемость, в том числе при небольшом загрязнении резьбовых деталей или имеющих на рабочих поверхностях антикоррозионные покрытия.

Принимаем длину свинчивания N = мм (1, табл. IV.2, c.984), где d – номинальный диаметр резьбы, мм.

Выбираем с переходную посадку 3H6H/2m (1, табл. IV.7, c.987), как предпочтительную.

 

Итоговые данные по выбору посадок.

Наименование деталей	Номинальные размеры параметров резьбы, мм	Предельные отклонения диаметров  резьбы, мкм		Допуск, мкм
		Верхнее отклонение	Нижние отклонение
Болт	М6×1 – 2m	-26	-206	180
Гнездо в корпусе (гайка)	М6×1 – 3H6H	+236	0	236

 

Обозначение метрической  резьбы на чертеже:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Выбор шпонки

Шпоночные соединения предназначены  для соединения валов между собой  с помощью специальных устройств (муфт), а также для соединения с валами различных тел вращения (зубчатых колес).

Стандартизированы шпонки с  призматическими, сегментными и  клиновыми шпонками. В соответствии с диаметрами валов, на которые устанавливаются  шпонки, определяются все её параметры.

Посадка первой шпонки с пазом вала 10 шпонки с пазом втулки 10.

Посадка второй шпонки с пазом вала 14 шпонки с пазом втулки 14 .

 

Длину шпонки выбираем из ряда ([4], 1т, стр.211) .

Диаметр вала, мм	Размеры сечения шпонки		Глубина паза, мм		Интервалы длин шпонок, мм		Длина шпонки из ряда
			вала	втулки
	b	h			от	до
св.30 до 38	10	8	5,0	3,3	22	110	40
св.44 до 50	14	9	5,5	3,8	36	160	50

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Выбор степеней точности и вида сопряжения зубчатой передачи

 

Выбор степеней точности зубчатого  колеса

По степени точности зубчатые колеса и передачи подразделяются в  порядке убывания точности на 12 степеней. При выборе степеней точности зубчатого  колеса учитывается назначение передачи, режим ее работы, требования к надежности и долговечности и т.п. Все показатели точности сгруппированы в три  нормы: норму кинематической точности, норму плавности работы и норму  контакта зубьев. Т.к. по условию необходима «бесшумность работы», то мы должны будем выбрать степень точности, необходимую для точного вращения зубчатой передачи. 

 В зависимости от окружной скорости выбираем степень кинематической точности равную 7 (нормальная), так как , [2, Пр. 6, табл. 2].

Расчет бокового зазора и  выбор вида сопряжения

Гарантированный боковой  зазор находится по формуле [3, стр. 873]:

где V – толщина слоя смазки между зубьями;

 – межосевое расстояние;

 и    – коэффициенты линейного расширения материала колеса и корпуса;

 и  – отклонение температур колеса и корпуса от 20°С;

 – угол профиля исходного  контура,  [3, стр. 837].

Величина толщины слоя смазки зависит от способа смазывания и окружной скорости колес. Ориентировочно ее можно определить по формуле [3, стр. 873]:

где m – модуль зубчатого колеса, мм.

мм

Межосевое расстояние определим  по формуле:

,

где d₁ и d₂ – начальные диаметры шестерни и колеса.

мм;        мм.

где z₁ = 40 и - число зубьев шестерни и колеса.

мм.

Определяем :    мкм

Из условия  выбираем вид сопряжения зубьев С [2, Пр. 6, табл. 4], для которого мкм. 

Наибольший боковой зазор, получаемый между зубьями в передаче не ограничен стандартом. Принимаем вид допуска соответствующий виду сопряжения, т.е. виду сопряжения С соответствует вид допуска с.

Наибольший боковой зазор  определяется по формуле:

,

где TH₁ = 70 мкм и TH₂ = 80 мкм – соответственно допуск на смещение контура колес зубчатой передачи [3, табл 5.18];