Размещено на http://www.allbest.ru/40

Содержание

• Введение
• 1. Описание конструкции и принципа действия редуктора коническо-цилиндрического
• 2. Выбор посадок методом аналогов
• 2.1 Выбор и обоснование посадок
• 2.2 Расчет размерных параметров деталей входящих в сопряжение
• 2.3 Выбор параметров шероховатости, допусков формы и расположения поверхности
• 2.4 Рабочие эскизы сборочных единиц и сопрягаемых деталей
• 3. Расчет посадки для циркуляционно-нагруженного кольца
• 3.1 Определение вида нагружения колец подшипника
• 3.2 Расчет и выбор посадки для циркуляционно-нагруженного кольца
• 3.3 Расчет и выбор посадки для местно-нагруженного кольца
• 3.4 Эскизы подшипникового узла и деталей сопрягаемых с подшипником
• 4. Расчет посадки с натягом
• 5. Расчет переходной посадки
• 6. Расчет комбинированной посадки
• 7. Выбор посадки шпоночного соединения
• Заключение
• Список использованных источников

Введение

Оценить и гарантировать качество изделий можно только в том случае, если их качественные характеристики четко определены и должным образом узаконены. Документами, в которых установлены необходимые качественные характеристики и показатели различной продукции, являются стандарты. Поэтому изучение основ стандартизации введено во всех технических и экономических средних и высших специальных учебных заведениях. Научно-технический прогресс требует непрерывного выпуска однотипных изделий высокого качества, имеющих минимальную стоимость и одинаковые технические характеристики. Поэтому для нас большую роль также играет взаимозаменяемость различных деталей. Данная курсовая посвящена практическому применению данных понятий. Целью данного курсовой работы является обучение студентов применять на практике знания о посадках, шероховатости, отклонениях от формы и взаимного расположения поверхностей деталей. Задача состоит в правильном применении метода аналогов для заданных сопряжений, определении шероховатости, отклонения формы и взаимного расположения поверхности деталей входящих в сопряжение, расчет и выбор переходных, комбинированных, шпоночных и с натягом посадок.

1. Описание конструкции и принципа действия редуктора коническо-цилиндрического

Редуктор служит для снижения угловой скорости и повышения вращающего момента на ведомом валу.

Рисунок 1 Редуктор цилиндрическо-конический

редуктор конический цилиндрический посадка

Корпус редуктора включает в себя основание редуктора 44, крышку редуктора 14, которые жестко закреплены между собой пятью шпильками 30, гайками 31 и шайбами 32. В корпусе имеется сопла подачи смазки 11, которое закреплено устройством крепления 10 и сливная пробка 43 для удаления лишнего смазывающего вещества из редуктора.

Взаимное расположение основания корпуса и крышки фиксируют штифтами 12 (2 шт.), 29 (2 шт.), которые точно фиксируют расположение деталей при сборке. Втулка расположена между штифтом и крышкой редуктора для более плотного соединения.

Роликовые конические радиально- упорные подшипники 9 (2 шт.), 16 (2 шт.), 28 (2 шт.) расположены в стакане 4, 21, 22, 35, который установлен в корпусе. Стаканы служат для фиксации положения подшипников. Они зажимаются установочными гайками 18, 26, 46 с лапчатыми шайбами 19, 27, 47. Гайки предназначены для фиксации и предотвращения люфта подшипников. Роликовые конические радиально- упорные подшипники можно при необходимости заменять, отвинтив гайки 6 (30 шт.) от шпильки 5 (30 шт.), вынув пружинную шайбу 7 (30 шт.) и набор регулировочных прокладок 8, снять крышку 3, 17, 41, 33, 36. В крышке 17, 23, 36, 41 имеется канал подачи смазки 38. Крышки 2, 23 имеют манжетные уплотнения 24, 48 служащие для препятствия протеканию смазывающего вещества и предотвращения попадания пыли внутрь корпуса.

Ведущий вал- шестерня 2, который крепиться к подшипникам 9 (2 шт.) соединён коническим зубчатым соединением с коническим колесом 15. Коническое колесо 15 посажено на промежуточный вал- шестерню 40, которая с зубчатым колесом 33. Зубчатое колесо закреплено с ведомым валом, который установлен на подшипниках 28 (2 шт.). На промежуточном валу- шестерни 40 (1 шт.) и ведомом валу установлены маслозащитные шайбы 39 для предотвращения чрезмерного интенсивного попадания смазки в подшипник.

Шпонки 1, 25 предназначены для соединения вала и колеса и передачи крутящего момента и для дополнительного фиксирования конического колеса от осевого смещения.



2. Выбор посадок методом аналогов

2.1 Выбор и обоснование посадок

Сопряжение по d₁₄=120 мм.

Сопряжение крышки подшипника 41 и стакана 42. Соединение неподвижное разъёмное. Режим нагружения средний.

Применяем посадку . Данная посадка с минимальным гарантированным зазором, необходимым для компенсации отклонений расположения сопрягаемых поверхностей, защитных покрытий, наносимых на поверхности, или для обеспечения подвижности соединения в условиях запыления и загрязнения.

Сопряжение по d₁₀= 45 мм.

Сопряжение колеса конического 15 и вала-шестерни промежуточного 40. Соединение неподвижное неразъёмное. Неподвижность обеспечивается натягом. Режим нагружения средний.

Детали должны хорошо центрироваться. Для аналогичных сопряжений применяются посадки , . Выбираем посадку , которая является предпочтительной для данного вида посадок и обеспечивает необходимый натяг.

Сопряжение по d₁= 25 мм.

Сопряжение шкива с валом 2. Сопряжение неподвижное разъёмное. Неподвижность обеспечивается дополнительным креплением- шпонкой 1. Режим нагружения средний.

Детали должны хорошо центрироваться. Для аналогичных сопряжений применяются переходные посадки . Выбираем посадку , для среднего режима нагружения, которая обеспечивает хорошее центрирование колеса на валу и легкую разборку и сборку. Посадка является предпочтительной в системе отверстия.

2.2 Расчет размерных параметров деталей входящих в сопряжение

Определяем предельные отклонения по [1] Полей табл.1.29; 1.36 для сопряжения 120.

Размерные параметры отверстия 120H11.

Номинальный размер D_n=120 мм.

Верхнее предельное отклонение ES=+0.220 мм.

Нижнее предельное отклонение EI= 0мм.

Среднее предельное отклонение E_m== мм.

Наибольший предельный размер D_max=D_n+ES=120+0.220=120.220 мм.

Наименьший предельный размер D_min=D_n+EI=120+0=120 мм.

Средний предельный размер D_m= мм;

Допуск размера: TD=D_max?D_min=ES?EI=0.220?0=0.000 мм.

Размерные параметры вала 120d11.

Номинальный размер d_n=120 мм.

Верхнее предельное отклонение es=-0.120 мм.

Нижнее предельное отклонение ei= ?0.340мм.

Среднее предельное отклонение e_m== мм.

Наибольший предельный размер d_max=d_n+es=120-0.120=119.880 мм

Наименьший предельный размер d_min=d_n+ei=120?0.340=119.660 мм.

Средний предельный размер: d_m= мм.

Допуск размера Td=d_max?d_min=es?ei=-0.360 -0.120=0.440 мм.

Характеристики сопряжения.

Наименьший зазор S_min=EI?es=0+0.129=0.120 мм.

Наибольший зазор S_max=ES?ei=0.220+0.340=0.560 мм.

Средний зазор S_m= мм.

Допуск зазора TS= S_max?S_min=0.440 мм.

Определяем предельные отклонения по [1] Полей табл.1.29; 1.36 для сопряжения .

Размерные параметры отверстия 45H7.

Номинальный размер D_n=45 мм.

Верхнее предельное отклонение ES=+0.025 мм.

Нижнее предельное отклонение EI= 0мм.

Среднее предельное отклонение E_m== мм.

Наибольший предельный размер D_max=D_n+ES=45+0.025=45.025 мм.

Наименьший предельный размер D_min=D_n+EI=45+0=45 мм.

Средний предельный размер D_m= мм.

Допуск размера TD=D_max?D_min=ES?EI=0.025?0=0.025 мм.

Размерные параметры вала 45p6.

Номинальный размер d_n=45 мм.

Верхнее предельное отклонение es=+0.042 мм.

Нижнее предельное отклонение ei=+0.026мм.

Среднее предельное отклонение e_m== мм.

Наибольший предельный размер d_max=d_n+es=45+0.042=45.042 мм.

Наименьший предельный размер d_min=d_n+ei=45+0.026=45.026 мм.

Средний предельный размер d_m= мм.

Допуск размера Td=dmax?dmin=es?ei=0.042?0.026=0.016 мм.

Характеристики сопряжения.

Наименьший натяг N_min= ei?ES =0.026?0.025=0.001 мм.

Наибольший натяг N_max= es ?EI =0.042?0=0.042 мм.

Средний натяг N_m==0.0215 мм.

Допуск натяга TN=N_max?N_min=0.042?0.001=0.041 мм.

Определяем предельные отклонения по [1] Полей табл.1.29; 1.36 для сопряжения .

Размерные параметры отверстия 25H7.

Номинальный размер D_n=25 мм.

Верхнее предельное отклонение ES=+0.025 мм.

Нижнее предельное отклонение EI= 0мм.

Среднее предельное отклонение E_m== мм.

Наибольший предельный размер D_max=D_n+ES=25+0.025=25.025 мм.

Наименьший предельный размер D_min=D_n+EI=25+0=25 мм.

Средний предельный размер D_m= мм.

Допуск размера TD=D_max?D_min=ES?EI=0.025?0=0.025 мм.

Размерные параметры вала 25js6.

Номинальный размер d_n=25 мм.

Верхнее предельное отклонение es=+0.008 мм.

Нижнее предельное отклонение ei=?0.008 мм.

Среднее предельное отклонение e_m== мм.

Наибольший предельный размер d_max=d_n+es=25+0.008=25.008 мм.

Наименьший предельный размер d_min=d_n+ei=25?0.008=24.992мм.

Средний предельный размер d_m= мм.

Допуск размера Td=d_max?d_min=es?ei=0.008+0.008=0.016 мм.

Характеристики сопряжения.

Наименьший зазор S_min=EI?es=0?0.008=?0.008 мм.

Наибольший зазор S_max=ES?ei=0.025+0.008=0.033 мм.

Средний зазор S_m= мм.

Допуск зазора TS= S_max?S_min=0.041 мм

Наименьший натяг N_min= ei ? ES =?0.008?0.025=?0.033 мм.

Наибольший натяг N_max= es ?EI =0.008?0=0.008 мм.

Средний натяг N_m==?0.0125 мм.

Допуск натяга TN=N_max?N_min=0.041 мм.

2.3 Выбор параметров шероховатости, допусков формы и расположения поверхности

Руководствуясь табл. 22.5 [2] -для валов, табл. 22.11 и 22.12 [2]- для стаканов, табл. 22.10 [2]- для шкивов принимаем отклонения и допуски формы и расположения. По таблицам 2.64, 2.65, 2.66 [1] в зависимости от типа детали и вида обработки используемого при ее изготовлении принимаем шероховатость ее сопрягаемой поверхности.

2.4 Рабочие эскизы сборочных единиц и сопрягаемых деталей

В данном подразделе приводятся эскизы сопрягаемых деталей с указание отклонений от формы и взаимного расположения поверхностей.



3. Расчет и выбор посадок колец подшипников , серия 7500, номер подшипника 7507, класс точности Р0.

3.1 Определение вида нагружения колец подшипника

Из анализа работы подшипникового узла и табл. 4.88 [1, ч. 2] устанавливаем виды нагружения колец подшипника. Радиальная нагрузка на опору(подшипник) действует постоянно в одном направлении, при этом внутреннее кольцо подшипника должно вращаться вместе в валом во избежание износа цапфы вала и развальцовки сопрягаемой поверхности кольца. Внешнее кольцо при этом находится в корпусе неподвижно. Из выше сказанного следует, что дорожка внутреннего кольца поочерёдно нагружается действующей на опору силой, в результате его вращения относительно постоянной по направлению нагрузки, следовательно, вид нагружения внутреннего кольца циркуляционный. Дорожка наружного кольца нагружена постоянно в одной и той же зоне, поэтому вид нагружения кольца местный.

Принимаем следующие условия: , F_r=850 Н. Определяем по соответствующим стандартам основные размеры заданного подшипника: D,B,b,T,p: d=35 мм, D=72 мм, T=24,25 мм, B=23 мм, b=20 мм.

3.2 Расчет и выбор посадки для циркуляционно-нагруженного кольца

Рассчитываем посадку циркуляционно-нагруженного внутреннего кольца подшипника на вал по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности по формуле 4.25 [1, ч. 2] Н, где K₁-динамический коэффициент посадки. Так как указан нормальный режим работы, то K₁=1; K₂- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе. Так как промежуточный вал сплошной, а корпус- толстостенный, то K₂=1; K₃- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами в двухрядных конических роликовых подшипниках или между сдваиваемыми шариковыми подшипниками при наличии осевой нагрузки на опору, так как подшипник однорядный радиальный, а осевая нагрузка мала K₃=1.

Так как в сопряжении вала с подшипником должен присутствовать небольшой гарантированный натяг (во избежание возможного износа) выбираем посадку по табл. 4.92 [1, ч. 2] и определяем по таблице для нее предельные отклонения:

.

Для кольца подшипника класса точности 0 по табл. 1.27 [1, ч. 1] выбираем предельное отклонение .

Получаем посадку:

Характеристики сопряжения.

Размерные параметры отверстия

Номинальный размер D_n=35 мм.

Верхнее предельное отклонение ES=0мм.

Нижнее предельное отклонение EI=?0.012мм.

Размерные параметры вала .

Номинальный размер d_n=50 мм.

Верхнее предельное отклонение es=+0.018 мм.

Нижнее предельное отклонение ei=+0.002мм.

Характеристики сопряжения.

Наименьший натяг N_min= ei ? ES =0,002 мм.

Наибольший натяг N_max= es ?EI =0.030 мм.

Средний натяг N_m==0.016 мм.

Выбранную посадку с натягом во избежание разрыва кольца проверим по максимальному натягу. В результате проверки должно выполняться условие , где - допускаемый натяг по условию прочности кольца, мм,

,

где K- коэффициент зависящий от серии подшипника (для средней серии K=2.3), d- номинальный размер кольца, мм.

мм.

Так как 0.190>0.030, то условие выполняется.

По приложению VII [4] находим допускаемые радиальные зазоры в подшипнике и .

=65 мкм; =20 мкм.

Определяем величину посадочного радиального зазора по формуле

,

где - радиальная деформация кольца при максимальном натяге, а .

Для обеспечения работоспособности подшипника должно выполняться условие .

мм; мм;

мм.

Так как 0.020>0.0225 условие работоспособности подшипника выполняется.

3.3 Расчет и выбор посадки для местно-нагруженного кольца

Для того чтобы в процессе работы механизма в результате действия вибраций и толчков кольцо имело возможность поворачиваться на определенный угол, меняя при этом место нагружения дорожки качения, по табл. 4.93, 4.89 [1, ч. 2] и табл. 1.27, 1.29 [1, ч. 1] выбираем посадку с зазором для сопряжения стакана с внешним кольцом подшипника и определяем предельные отклонения для сопряжения: .

Характеристики сопряжения.

Размерные параметры отверстия

Номинальный размер D_n=75 мм.

Верхнее предельное отклонение ES=0.030мм.

Нижнее предельное отклонение EI=0мм.

Размерные параметры вала .

Номинальный размер d_n=75мм.

Верхнее предельное отклонение es=0мм.

Нижнее предельное отклонение ei=?0.018мм.

Наименьший зазор S_min=EI?es=0?0=0 мм.

Наибольший зазор S_max=ES?ei=0.030+0.018=0.048 мм.

Средний зазор S_m= мм.

3.4 Эскизы подшипникового узла и деталей сопрягаемых с подшипником

В данном подразделе приводятся эскизы сопрягаемых деталей с указание отклонений от формы и взаимного расположения поверхностей.



4. Расчет посадки с натягом

Посадки с натягом предназначены для неподвижных соединений неразъемных соединений (или разбираемых лишь в отдельных случаях при ремонте), как правило, без дополнительного крепления винтами штифтами шпонками и т. д.. Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей.

Проведем расчет посадки сопряжения конического колеса15 с промежуточным валом-шестерней 40. Для этого примем l=67,5 мм, , d_н.с.=45 мм, d₁=0 мм, d₂=76,5 мм, M_K=60 Н•м, Fa=2.5 кН.

Шероховатость принимаем равной R_zd=8 мкм, R_zD=5.3мкм. Корпус и зубчатое колесо изготовлено из Сталь 45(µ=0.3).

Наружный диаметр ступицы d_ст, мм, определяется по формуле [5 с.11] d_ст=1.7d_н.с., где d_н.с- номинальный диаметр вала, 70 мм, d_ст=1.7•45=76,5 мм.

Длина ступицы l_ст=1.5•d_н.с; l_ст=1.5•45=67,5 мм;

В результате рассчитаем величину наименьшего натяга, способного передать такие нагрузки:

,

где Е_D и Е_d - модули упругости материалов втулки и вала, табл. 1.6 [1, ч. 1];

C_D и C_d - коэффициент Лямэ для втулки и вала табл. 1.107 [1, ч. 1].

Определим необходимые величины :

определим требуемую величину давления на поверхности: [5, c. 12]



,

определим коэффициенты Лямэ:[5, c.12]:

;

;

рассчитаем необходимый натяг:

.

Данная величина должна быть скорректирована с учетом смятия поверхностей, потому что рассчитанная величина не будет обеспечена вследствие снижения шероховатости в процессе запрессовки.

Будем считать, что величина смятия и срезания поверхностей в связи с запрессовкой составляет 60% от их высоты.

Определим наименьший допустимый натяг с учетом уменьшения действительного натяга за счет смятия неровностей при запрессовке:

.

Рассчитываем максимальное допустимое удельное давление , при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.

Для вала

Для втулки

.

В качестве [p_max] принимаем наименьшее МПа.

Находим величину наибольшего расчетного натяга:

Вычисляем наибольший допустимый натяг с учетом среза и смятия неровностей .

По таблице1.49 [1, ч. 1] выбираем стандартную посадку удовлетворяющую следующим условиям ,.

Принимаем посадку в системе отверстия , как предпочтительную.

; .

Условия правильности выбора посадки выполняются:

; 29>16,96.

Определяем запас прочности при сборке:

; мкм.

Запас прочности при эксплуатации:

; мкм; .

Находим необходимое усилие для запрессовки деталей без применения термических методов сборки.

,

где - коэффициент трения при запрессовке 1.2; - удельное давление при максимальном натяге выбранной посадки, определяемое по следующей формуле:

МПа.

кПа.

5. Расчет переходной посадки

Переходные посадки предназначены для неподвижных, но разъемных соединений деталей и обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей. При выборе переходных посадок необходимо учитывать, что для них характерна возможность получения, как натягов, так и зазоров. Натяги, получающиеся в переходных посадках, имеют относительно малую величину и обычно не требуют проверки деталей на прочность, за исключением отдельных тонкостенных деталей. Эти натяги недостаточны для передачи соединением значительных крутящих моментов или усилий. К тому же получение натяга в каждом из собранных соединений не гарантировано. Поэтому переходные посадки применяют дополнительным креплением соединяемых деталей шпонками, штифтами.

Трудоемкость сборки и разборки соединений с переходными посадками, так же как и характер этих посадок, во многом определяется вероятностью (частностью) получения в них натягов и зазоров.

При расчете вероятности натягов и зазоров обычно исходят из нормального распределения натягов размеров деталей при изготовлении. Распределение натягов и зазоров в этом случае также будет подчиняться нормальному закону, а вероятности их получения определяется с помощью интегральной функции.

Проведем расчет переходной посадки, в данном редукторе по d_1, где сопрягаются две поверхности вала-шестерни ведущего 2 и ступицы. Переходная посадка в данном случае для удобства при сборке и разборке, с возможностью получения зазора или небольшого натяга. Для данного соединения выбираем посадку типа . В данном случае она является предпочтительной. Получаем посадку O25.

Определим максимальный и минимальный зазор для данного соединения.

Верхнее предельное отклонение es=+0.012 мм.

Нижнее предельное отклонение ei=?0.012 мм.

Верхнее предельное отклонение ES=+0.016 мм.

Нижнее предельное отклонение EI=0 мм.

Наименьший зазор S_min=EI?es=0?0.012=?0.012 мм.

Наибольший зазор S_max=ES?ei=0.016+0.012=0.028 мм.

Средний зазормм.

Наименьший натяг N_min= ei ? ES =?0.012?0.016=?0.028 мм.

Наибольший натяг N_max= es ?EI =0.012?0=0.012 мм.

Средний натяг N_m=.

Минимальный зазор равен максимальному натягу.

Допуск размера на вал :Td=es?ei=0.012+0.012=0.024 мм.

Допуск размера на отверстие :TD=ES?EI=0.016?0=0.016 мм.

Минимальный зазор равен максимальному натягу.

Определение среднеквадратичное отклонение натяга:

;

Определим предел интегрирования .

Пользуясь таблицей 1.1 [1, ч. 1], находим Ф(z)=0.4505.

Рассчитываем вероятность получения натягов и вероятность получения зазоров:



Определяем максимальные вероятные натяг и зазор :

мм;

мм.



6. Расчет комбинированной посадки

Сопряжение по d₂₀= 50 мм.

Соединение ведомый вал 37 и колесо зубчатое 33. Соединение подвижное, разъемное.

Для аналогичного соединения рекомендуется применять посадку с зазором

Принимаем посадку с зазором O 50, как обеспечивающую легкую установку деталей.

Находим максимальный и минимальный зазор:

S_max=ES?ei=0.160?(?0.100)=0.260 мм;

S_min=EI?es=0?0=0 мм.

Средний зазор выбранной посадки S_m, определяется по формуле:

;

мм. От выбранной системной посадки нужно перейти к комбинированной вне системной, вследствие того , что поле допуска вала определяется посадкой внутреннего кольца подшипника. Поэтому на остальных посадках целесообразно использовать комбинированные, так как трудоемко обеспечить системными посадками нужных характер соединения. Поэтому поле допуска вала в комбинированной посадке будет , а поле допуска отверстия принимаем такое, которое с ранее принятым полем допуска обеспечит необходимый средний зазор. Среднее предельное отклонение в системе отверстия для комбинированной посадки , где - среднее предельное отклонение в системе вала, 0 мкм.

По среднему предельному отклонению в системе отверстия для комбинированной посадки принимаем поле допуска .

Окончательно принимаем комбинированную посадку O40 .

Расчет размерных параметров выбранных посадок.

d₂₂= 50 мм с посадкой.

Определяем размерные параметры отверстия .

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение: .

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр отверстия:

Минимальный диаметр отверстия:

Допуск:



Определяем размерные параметры вала :

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр вала:

Минимальный диаметр вала:

Допуск размера на вал:

Определяем характеристики посадки по предельным размерам.

Максимальный зазор:

Минимальный зазор:

7. Выбор посадки шпоночного соединения

Чаще всего в массовом производстве принимают шпонки. Использование призматических шпонок дает возможность более точно центрировать сопрягаемые элементы и получать как подвижные (в случае применения обыкновенных призматических шпонок), так и не скользящи соединения (при использовании направляющих шпонок с креплением на вал).

Выбираем для направляющей оси 60 призматическую шпонку, неподвижную. Характер соединения нормальный. Из табл. 4.52.[1, ч.2] выбираем шпонку по диаметру вала.

b=10 мм; h=8 мм; t₁=5,0 мм; t₂=3,3 мм; d=40 мм.

Во всех случаях шпонка устанавливается в пазу вала плотно с натягом, а в пазу отверстия в зависимости от характера соединения. При точном центрировании поля допуска на отверстия H6, а на вал рекомендуется js6, k6, m6, n6. Для данного шпоночного соединения рекомендуется применять допуск на отверстия Н6, допуск на вал js6. Принимаем нормальное соединение, это соединение чаще всего используется в массовом производстве, так как обеспечивает точное центрирование деталей.

Для нормального соединения принимаем поля допусков: на ширину паза вала N9, на ширину паза втулки Js9, на ширину шпонки h9.Принимаем шероховатость на ширину паза вала и втулки - Ra 1.6.

Кроме точности размеров шпонок и шпоночных пазов ограничивают и неточность расположения паза в валу и паза во втулке относительно оси симметрии вала и втулки. Должен ограничиваться допуск параллельности плоскости симметрии паза относительно оси симметрии сопрягаемой поверхности.

Предельные размеры элементов шпоночных соединений

Сопряжение шпонка вал O40 .

Верхнее предельное отклонение: ES=0 мм.

Нижнее предельное отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр отверстия:

Минимальный диаметр отверстия:

Допуск размера на отверстие:

Определяем размерные параметры вала :

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр вала:

Минимальный диаметр вала:

Допуск размера на вал:



Определяем характеристики посадки по предельным размерам:

Максимальный зазор:

Минимальный зазор:

Средний зазор:

Максимальный натяг:

Минимальный натяг:

Сопряжение шпонка втулка O40

Определяем размерные параметры вала

Верхнее предельное отклонение: ES=0.031 мм.

Нижнее предельное отклонение: EI=?0.031 мм.

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр отверстия:

Минимальный диаметр отверстия:

Допуск размера отверстия:

Определяем размерные параметры вала 40h9.

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр вала:

Минимальный диаметр вала:

Допуск размера на вал:



Определяем характеристики посадки по предельным размерам:

Максимальный зазор:

Минимальный зазор:

Средний зазор:

Максимальный натяг:

Минимальный натяг:

Средний натяг:



8. Расчет размерных цепей

Проверяем правильность принятых нами размеров составляющих звеньев:

,

где m- число увеличивающих звеньев: n- число уменьшающих звеньев

Определим допуск замыкающего звена

,

где -верхнее предельное отклонение замыкающего звена; - нижнее предельное отклонение замыкающего звена. табл.1.43[1.ч. c.140]

Рассчитываем среднее число единиц допуска( коэффициент точности) размерной цепи с учетом известных допусков

где - сумма единиц допусков определяемых составляющих звеньев; значения единиц допуска для определяемых составляющих звеньев находиться по табл. 3.3 [1, ч.2]:



.

По полученному числу единиц допуска a_m определяем ближайший соответствующий ему квалитет по табл. 1.8 [1, ч. 1]. Выбираем 7 квалитет.

Назначаем допуски и отклонения на звенья, исходя из общего правила для охватывающих размеров- как основные отверстия, а для охватываемых- как на основные валы.[c. 20.].

В качестве корректирующего звена выбираем А₁, так как использовать обычные калибры для его контроля трудно. Тогда отклонения размера А₁ рассчитываем как для корректирующего увеличивающего по таким формулам:

Округляем отклонения до сотых долей миллиметра для облегчения контроля и окончательно записываем А₁=242.

Проверяем правильность назначения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев

; ; ; ;



Таблица 1 - Результаты расчета размерной цепи

Наименование	Обозначение	Номинальный размер, мкм	Допуск, мм	Заданные или расчетные, принятые отклонения, мм	Квалитет	Единицы допуска , мкм
			Заданный или расчетный	принятый	верхние	нижние
1	2	3	4	5	6	7	8	9
Уменьшающий	Б2 Б3 Б4 Б5 Б6 Б7 Б8	10 20 10 20 60 60 20	18 21 18 21 30 30 21	18 21 18 21 30 30 21	0 0 0 0 0 0 0	-18 -21 -18 -21 -30 -30 -21	7 7 7 7 7 7 7	1,08 1,31 1,08 1,31 1,86 1,86 1,31
Увеличивающий	Б1	242	46	91	-34	-125		2,89
Замыкающий	Б?	42	250	250	125	-125



Заключение

Благодаря данной курсовой работе я смог применить на практике свои знания в «ВСиТИ», научился подбирать посадки на различные соединения, освоил расчет размерных цепей, определение параметров определенного соединения, получил новые знания в назначении допусков и отклонений форм и расположения. А также упрочнил свои навыки работы в Microsoft Office 2007 и Компас 3D-V8.



Список использованных источников

1. Мягков В.Д., Палей М.А., Романов А.Б., Брагинский В.А. «Допуски и посадки» справочник. 1978.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин», М., 1985.

3. Якушев А.И. «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения», М., 1986г.

4. Перель Л.Я. «Подшипники качения», справочник, М.,1983г.

5. Сурус А.И., Дулевич А.Ф., А.В. Блохин «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения», Минск 2006.

Размещено на Allbest.ru