Расчет, выбор и назначение допусков и посадок для сопряжения узлов редуктора

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 18 Января 2013 в 05:21, курсовая работа

Краткое описание

В ходе решения задач курсовой работы были подкреплены практическими расчетами теоретические знания по курсу взаимозаменяемости: изучены основные виды посадок и область их использования; получены навыки составления и решения расчетных цепей различными методами, а также определения контролируемых параметров зубчатой пары.
В целом уяснены основные цели и задачи взаимозаменяемости.

Вложенные файлы: 1 файл

Курсовая Ященко.doc

— 1.25 Мб (Скачать файл)


Реферат

Курсовая работа по дисциплине «Взаимозаменяемость» на тему «Расчет, выбор и назначение допусков и  посадок для сопряжений узла редуктора»

Общее количество страниц 

34

Общее количество иллюстраций

32

- рисунков, графиков, схем

31

- чертежей

1


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Курсовая работа включает в себя решение задач по темам:

  1. Посадки;
  2. Калибры;
  3. Подшипники;
  4. Шлицевые соединения;
  5. Зубчатая передача;
  6. Резьбовые соединения;
  7. Шпоночные соединения;
  8. Размерные цепи.

 

Целью решения задач является более  глубокое усвоение основных теоретических положений и приобретение навыков по выбору посадок для различного соединения деталей в зависимости от их технического назначения (резьбовые, шпоночные и другие соединения), по составлению и решению размерных цепей, а также совершенствование навыков поиска и использования нормативных документов (ГОСТ, СТ СЭВ и т.д.) и табличных данных.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Расчет и выбор посадки для соединения 2-3

 

Дано:

Мкр=216 H⋅м - Крутящий момент;

Pос=1750 H - Осевая сила;

d = 34 мм - Номинальный диаметр;

L=23 мм - Длина контакта;

f=0,09  - Коэффициент трения-сцепления;

d1=17 мм - Диаметр внутреннего отверстия;

d2=51 мм - Диаметр наружный (шатуна);

Rzd=9 мкм  - Высота микронеровностей вала;

RzD=18 мкм - Высота микронеровностей втулки;

t=90°C - Рабочая температура соединения;

Сталь 45 - Материал вала;

БрОЦС 5-5-5  - Материал втулки;

Вид запрессовки – Охлаждение.

 

1.1 Определяем недостающие сведения к исходным данным задачи:

- модуль упругости  материала: Стали 45(материал вала) Eст=2,06*1011 Па и бронзы БрОЦС(материал втулки) Ебр=0,84*1011 Па;

- коэффициент Пуассона  μ: для втулки μбр=0,25; для вала μст=0,3;

- α – коэффициент  линейного расширения: материала  вала (стали) αст=11,6*10-6, град-1;

- предел текучести σTст=3,53*108 Па; σTбр=3,92*108 Па.

 

1.2 Определяем максимальное допустимое  удельное давление в паскалях  на поверхности сопрягаемых деталей  [pmax]. В дальнейших расчетах принимается меньшее из двух действующих(на вал и отверстие).

      

        [pmax]отв ≤0,58σтбр =

= 0,58*3,92*108*

= 1,25*108 Па .

     [pmax]вал ≤0,58σтст =

= 0,58*3,53*108*

= 1,53*108 Па.

 

 

Принимаем [pmax]= 1,25*108 Па, так как он наименьший.

 

 

1.3 Рассчитываем наибольший допустимый натяг в соединении, предварительно определив коэффициент C1 и C2:

 

 

 

    

 

1.4 Определяем наибольший допустимый  натяг в соединении с учетом  поправок на увеличение удельного давления у торцов охватывающей детали νуд и на срез и смятие микронеровностей на поверхности сопряжения при запрессовке νш

 где =0,85 при

 

 

 

 1.5 Определяем минимальное допустимое удельное давление на поверхности сопрягаемых деталей [pmin]; за счет этого давления возможна передача крутящего момента и осевой силы с венца шкива на вал

 

   1.6 Определяем предварительно наименьший допустимый натяг (без учета поправок)

 

 

    1.7 Определяем наименьший допустимый натяг в соединении с учетом поправок

  =18 мкм – добавка на компенсацию уменьшения натяга при повторной запрессовке

 

  1.8 Выбираем квалитет, по которому должны быть изготовлены отверстие и вал, допуская, что допуски на их изготовление равны

 

Полученное значение допуска находится между 9-м и 10-м квалитетами, т.к. IT9 для Ø34мм = 62 мкм, а IT10 = 100 мкм.

Изготовление деталей  целесообразно по более точному  квалитету: TD= 62 мкм (IT9), Td= 62 мкм (IT9).

Полученный квалитет больше восьмого, поэтому принимаем, согласно рекомендации ЕСПД, 8-й квалитет: TD= 39 мкм (IT8), Td= 39 мкм(IT8).

 

 

1.9 Выбираем стандартную  посадку с натягом в системе  отверстия ЕСПД, соблюдая условия:

 

.

 

Находим нижнее отклонение вала:

 

ei=ES+[Nmin]=39+18,68=57,68мкм;

По таблицам (СТ СЭВ 145-75) подбираем ближайшее большее  значение: ei=+60 мкм.

 

es=ei+Td=60+39=99 мкм;

 

Nmax=es-EI=99 мкм,

  Nmin=ei-ES=60-39=21мкм.

 

Посадка вала: u8.

Принимаем посадку Ø

 


 

 

 

 

Рисунок 1.1 - соединение 2-3


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1.2 – СПД соединения 2-3

 

2 Определение вероятностных характеристик переходной

посадки Ø65 H8/m7 в соединении 21-22

 

2.1 По таблице (СТ СЭВ 145-75) находим значения верхних и нижних отклонений

 для H8 (TD=46 мкм):

                    ES=+46 мкм

                    EI=0 мкм

 для m6(Td=30 мкм):

                    ei=+11 мкм

                    es=ei-Td=30+11=+41 мкм

                   

                    Nmax=es-EI=41-0=41 мкм

                    Smax=ES-ei=46-11=35 мкм

 

                 

2.2 Находим среднее квадратическое отклонение натягов и зазоров

                                                                           

 

 

2.3 Определяем предел интегрирования:

 

 

 

2.4 Из таблицы интегральной функции Ф(z)находим значение этой функции

 

 

 

2.5 Рассчитывается вероятность получения зазоров и натягов для z>0

 

 

=0,5-Ф(Z)=0,5-0,1293=0,3707

 

=0,5+Ф(Z)=0,5-0,1293=0,6293

 

процент зазоров – 37,07%

процент натягов – 62,93%

 

 

 

Рисунок 2.1 - соединение 16-17

 

 

 

 

 

Рисунок 2.2 – СПД соединения 16-17

 

 

Рисунок 2.3 - график нормального  распределения

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 Расчет исполнительных размеров гладких предельных калибров (контркалибров) для контроля деталей соединения 21-22

 

Соединение 21-22 имеет посадку: Ø65 H8/m7

 

 

3.1 Для отверстия Ø65H8:

 

ES = +46 мкм

EI = 0 мкм

Z,Z1 = 7 мкм

Y,Y1 = 5 мкм

α,α1 = 0 мкм

Н = 5 мкм

   Н1 = 8 мкм

   Hs*,Нр = 3 мкм

   Z1 = 6 мкм

DMAX = 65,046 мм

DMIN = 65 мм

 

Для вала Ø65m7:

 

ES = +41 мкм

EI = +11 мкм

Z,Z1 = 4 мкм

Y,Y1 = 3 мкм

α,α1 = 0 мкм

Нs = 3 мкм

   H,Н1 = 5 мкм

   Нр = 2 мкм

dMAX = 65,041 мм

dMIN = 64,989 мм

 

 

d – номинальный диаметр вала;

 es – верхнее отклонение вала;

 ei – нижнее отклонение вала;

   Z1 – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия;

 y1 – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия;

 H – допуск на изготовление калибров;

H1 – допуски на изготовление калибров для вала;

Hр - допуски на изготовление контркалибров для вала (проходной и непроходной стороны, границы износа) принимается = 3,5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).


 

Рисунок 3.1 СПД гладкого предельного калибра-пробки

 

 

Рассчитываем:

 

3.1 Наибольший и наименьший предельные размеры проходного калибра-скобы:

 

 

Наименьший размер изношенной проходной  калибра-скобы:

 

 

Когда калибр-скоба будет иметь указанный размер, его нужно изъять из эксплуатации.

 

3.3 Наибольший и наименьший предельные размеры непроходного калибра-скобы:

 

 

 

 

Исполнительные размеры  проходного и непроходного калибра-скобы:

 

 

Рисунок 3.2 Эскиз гладкого предельного калибра-скобы

 

3.4 Наибольший и наименьший предельные размеры проходного калибра-пробки:

 

 

 

Наименьший размер изношенной проходной  калибра-пробки:

 

 

 

Когда калибр-пробка будет  иметь указанный размер, его нужно  изъять из эксплуатации.

 

  3.5 Наибольший и наименьший предельные размеры непроходного калибра-пробки:

 

Исполнительные размеры проходного и непроходного калибра-пробки:

 

 

 

 

 

Рисунок 3.3-Эскиз гладкого предельного калибра-пробки

Рисунок 3.4 - СПД для  калибра-пробки, отверстие H8

 

3.6 Наибольший и наименьший предельные размеры проходного и непроходного контркалибра-пробки:

3.7 Номинальные  размеры проходного и непроходного  контркалибра-скобы:

3.8 Наименьший размер изношенной проходной контркалибра-пробки:

 

Рисунок 3.5  Эскиз контркалибра-скобы

 

 

4 Выбор посадок для колец 7-8 подшипника №226

 

 

Дано:

Характер нагружения – вращающийся  вал.

Класс точности – 5.

Радиальная реакция в опорах, кH = 59.

Перегрузка, % = 220.

Диаметр внутреннего  кольца, мм d = 130.

Диаметр наружного кольца, мм D = 230.

Ширина подшипника, мм = 40.

Рисунок 4.1 – Эскиз  подшипника №2311

 

Выбор посадок зависит от вида нагружения колец подшипника: так как вращается  вал, то наружное кольцо испытывает местное  нагружение, а внутреннее - циркуляционное. Для соединения наружного кольца с корпусом при местном виде нагружения, перегрузке 220% и неразъёмном корпусе по таблице выбираем посадку Ø230P7.

 

4.1 Для соединения внутреннего кольца с валом при циркуляционном нагружении выбор посадки производится в зависимости от величины нагрузки, определяемой по таблице на основе расчёта по формуле:

 

 

где

K1=1,8

  – динамический коэффициент посадки

К2=1

  – коэффициент,  учитывающий степень    ослабления  посадочного натяга

К3=1

  - коэффициент неравномерности  распределения радиальной нагрузки  между рядами тел качения


 

 

 4.2 Определяем максимальный натяг

Nmax=52-(-13)=65 мм

 4.3 Определяем минимальный натяг

Nmin=27-0=27 мм

 4.4 Определяем средний натяг

Nср=( Nmax+ Nmin)/2=(65+27)/2=46 мм

 4.5 Выбираем посадку корпуса P7 и вала n6

 4.6 Предельные отклонения для обработки отверстия в корпусе Ø230P7 и вала Ø130n6:

отверстие Ø230P7

вал Ø130n6

 

  4.7 Отклонения для колец подшипника:

наружное кольцо: Ø230 l5-0,013

внутреннее кольцо: Ø130 L5-0,015

4.8 Соединения отверстия с наружным кольцом подшипника и соединение вала с внутренним кольцом подшипника:

Ø230P7

Ø130n6

 

Рисунок 4.2 – СПД внешнего и внутреннего колец подшипника

 

 

 

 

Рисунок 4.3 – узел с  подшипником №216.

                   

 

             Рисунок 4.4 –эскиз элементов соединения

5 Определение метода центрирования и выбор посадки для шлицевого соединения 13-14

 

Дано:

Число шлицев, z = 10.

Внешний диаметр D, мм = 108.

 

Выбираем метод центрирования  по внутреннему диаметру, т.к. этот метод обеспечивает точное центрирование и подвижность соединений при высокой твёрдости материала, из которого изготовлена втулка. Принимаем число зубьев z = 10, внешний диаметр D = 108, внутренний диаметр d = 102, ширину зуба b = 16.

 

 

Рисунок 5.1 Эскиз шлицевого соединения

 

Выбираем посадки соединения:

 

Посадка для размера d: Ø102

Посадка для размера D: Ø108

Посадка для размера b:16

Условное обозначение:

 

По таблице ГОСТ 25347 (Ст СЭВ 144-75) находим предельные отклонения на параметры:

 

Для втулки:

 

Для вала:

 

            

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

а)       б)


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

в)

 

    Рисунок 5.2 - СПД для размеров:

а) для ширины зуба b,

      б) для  внутреннего диаметра d,

в) для внешнего диаметра D.

 

 

 

а)

б)

в)

 

Рисунок 5.3 - шлицевое соединение

                       а) шлицевой вал

Информация о работе Расчет, выбор и назначение допусков и посадок для сопряжения узлов редуктора