Розрахунок і вибір посадок та граничних розмірів деталей

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗАВДАННЯ ДЛЯ ВИКОНАННЯ КУРСОВОЇ РОБОТИ

Розрахунок і вибір посадок та граничних розмірів деталей і калібрів:

№ Вар.	Р - ри з'єднання, мм	Нм	Матеріали	,
		D		l		Вал	Втулка
24	6	23	50	19	1,8	Сталь 40	Бронза	30

Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення:

Підшипник №	R кН	Клас точності
408	40	4

Розрахунок розмірних розпірних ланцюгів:

Вузол № 1, .

Розрахунок граничних контурів елементів різьбового з'єднання:

М302-6Н/6f.

Вибір параметрів точності зубчастих коліс:

Модуль m, мм	Кількість зубців z	Колова швидкість n об/хв
0,25	74	500

ЗМІСТ

1. Обсяг і методика виконання курсової роботи

2. Розрахунок і вибір посадок з гарантованим натягом

3. Розрахунок граничних розмірів деталей і калібрів

4. Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення

5. Розрахунок лінійних розпірних ланцюгів

6. Розрахунок граничних контурів елементів різьбового з'єднання

7. Вибір параметрів точності зубчастих коліс

Список літератури

посадка розмір зубчатий

1. РОЗРАХУНОК І ВИБІР ПОСАДКИ З ГАРАНТОВАНИМ НАТЯГОМ

Підбираємо посадку з натягом для з'єднання валу і отвору. Розмір з'єднання D = 23 мм, довжина з'єднання l = 19 мм, отвір у валу діаметр втулки , крутний момент Матеріал деталей - Сталь 40 і Бронза. Робоча температура з'єднання - 30 .

Обчислюємо мінімальний розрахунковий натяг.

Спочатку визначаємо коефіцієнти .

З табл. 2.1 - /1/ с.7 вибираємо коефіцієнт тертя f = 0,05, з табл. 2.2 - /1/ с.8 вибираємо модуль пружності , і коефіцієнт Пуассона , тоді:

Оскільки осьова сила в з'єднанні Р = 0, то:



Визначаємо найменший натяг

поправка, яка враховує зняття нерівностей контактних поверхонь деталей з'єднання.

поправка, що враховує зміну натягу за рахунок відмінності робочої температури з'єднання, а також відмінності коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей з'єднання.

Для розрахунку виберемо шорсткість контактуючих поверхонь деталей сполучення за шкалою по табл. 2.4 /1/ с.15:

- для вала 6…9 кв,

- для отвору 6…9 кв,

K = 0,45 - /1/ с.8 - коефіцієнт, який враховує величину зняття нерівностей поверхонь деталей з'єднання.

Поправка розраховуємо за формулою:

де - коефіцієнти лінійного розширення матеріалів деталей сполучення, відповідно втулки і вала - табл. 2.3 /1/ с.8.

робоча температура деталей;

температура при з'єднанні.

Розраховуємо найбільший припустимий натяг, виходячи з міцності деталі з'єднання:

для охоплюючої деталі:

для деталі, що охоплюється:

де коефіцієнт, що враховує збільшення питомого тиску біля торців охоплюючої деталі - рис. 2.2 /1/ с.9,

, =- границя текучості матеріалу деталей з'єднання для бронзи і сталі 40.

Для охоплюючої деталі (втулки):

Для деталі, що охоплюється:

Враховуючи вимоги до міцності сполучуваних деталей посадку вибираємо за найменшим із двох значень натягів, тобто

Враховуючи поправки і отримаємо значення найбільшого натягу посадки:

За /2/ вибираємо посадку, в якій виконувалися б умови

Тобто посадка буде H7/u7.

За формулою розраховуємо необхідне зусилля при запресуванні складальних деталей при f = 0,08:

2. РОЗРАХУНОК ГРАНИЧНИХ РОЗМІРІВ ДЕТАЛЕЙ І КАЛІБРІВ

За таблицями, стандарту знаходять граничні відхилення отвору 23H7 тобто ES = +23 мкм, EI = 0 мкм.

Отже, граничні розміри отвору:

найбільший D_max = 23 + 0,021 = 23,021 мм;

найменший D_min = 23 + 0 = 23 мм.

За таблицями стандарту знаходять дані для розрахунку розмірів калібр - пробки - с.6 табл. 2 ГОСТ 24853:

H =4 мкм; Z = 2,5 мкм; Y = 3 мкм.

Розраховуємо граничні розміри калібрів.

Найбільший розмір пpoxiдної нової калібр - пробки:

Пр_max = D_min +Z +H/2 = 23 + 0,0025 + 0,002 = 23,0045 мм.

Найменший розмір прохідної нової калібр - пробки:

Пр_min = D_min +Z - H/2 =23 + 0,0025 - 0,002 =23,0005 мм.

Найменший розмір зношеної пpoxiдної калібр-пробки:

Пр_зн =D_min - Y = 23 - 0,003 = 22,997 мм.

Коли калібр - пробка ПР матиме цей розмір, його треба вилучити

з експлуатації.

Найбільший розмір нeпpoxiдної нової калібру-пробки:

НЕ _max = D_max + H/2 = 23,021 + 0,002 = 23,023 мм.

Найменший розмір непрохідної нової калібру-пробки:

НЕ _min = D_max - H/2 = 23,021 - 0,002 = 23,019 мм.

Визначаємо виконавчі розміри калібру, що наведені на кресленні:

для пpoxiдної сторони - 23,0045-_0,004 мм;

для непpoxiдної сторони - 23,023_-0,004 мм.

Граничні відхилення вала 23u7, тобто es = +62 мкм, ei = +41 мкм.

Тоді граничні розміри вала:

найбільший d_max =23 + 0,062 =23,062 мм;

найменший d_min =23 + 0, 041 = 23,041 мм.

За таблицями стандарту знаходять дані для розрахунку розмірів калібр - скоби - с.6 табл. 2 ГОСТ 24853:

H₁ = 2,5 мкм; Z₁ = 3 мкм; Y₁ = 3 мкм; H_P = 1,5 мкм.

Визначаємо граничні розміри калібрів.

Найбільший розмір пpoxiдної нової калібру-пробки:

ПP_max = d_max - Z₁ + H₁/2 = 23,062 - 0,003 + 0,00125 = 23,06025 мм.

Найменший розмір пpoxiдної нової калібру-скоби:

ПP_min = d_max - Z₁ - H₁/2 = 23,062 - 0,003 - 0,00125 = 23,05775 мм.

Найбільший розмip пpoxiдної спрацьованої калібру-скоби:

Пр_зн = d_max + Y₁ = 23,062 + 0,003 = 23,065 мм.

Найбільший розмір непрохідної калібру-скоби:

НЕ_max = d_min + H₁/2 = 23,041 + 0,00125 = 23,04225 мм.

Найменший розмір непрохідної калібру-скоби:

НЕ_min = d_min - H₁/2 = 23,041 - 0,00125 = 23,03975 мм.

Визначають виконавчі розміри калібру-скоби:

для пpoxiдної сторони - 23,05775 ^+0,0025 мм;

для непpoxiдної сторони - 23,03975 ^+0,0025 мм.

3. РОЗРАХУНОК І ВИБІР ПОСАДОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

Вибрати посадку циркуляційного навантаженого внутрішнього кільця радіального сферичного однорядного шарикопідшипника №408 класу точності 4 (d_m = 40 мм, D_m = 110 мм, B = 27 мм, r = 3 мм). Радіальне навантаження R = 4 кН, важка серія.

Розрахуємо максимальний та мінімальний припустимий натяги:

де: [_p] - допустима напруга на розтяг, МПа (для підшипників [_p] = 400 МПа); К_С = 2 - для підшипників важкої серії; d_m - діаметр внутрішнього кільця, м.

Відповідно до рекомендацій для вала слід вибрати поле допуску n6, а для отвору H6 - табл. 4.76 /2, 2 том/ с.813.

Обчислюємо:

N_max = es - EI = 33 - (18) = 51 мкм.

N_min = ei - ES = 17 - 0 = 17 мкм.

для посадки кільця підшипника на вал, що задовольняє вимогу:

(N_max = 51) [N_max] = 501, та вимогу (N_min = 17) [N_min] = 5.

4. ВИБІР ПАРАМЕТРІВ ТОЧНОСТІ ЗУБЧАСТИХ КОЛІС

Зубчасте колесо слугує для передачі крутного моменту. Модуль колеса

m = 0,25 мм; кількість зубців z = 74; діаметр ділильного кола d = mz = 18,5 мм; ширина зубчастого вінця b = 20m = 5 мм; профіль зубців - евольвентний; кут профілю = 20°; коефіцієнт зміщення = 0; відповідно діаметр і довжина посадочного отвору: D = 10m = 2,5 мм; L = 20m = 100 мм; міжосьова відстань A_W = 50m = 12,5 мм; частота обертання n = 500 об/хв; матеріал - сталь 45.

Точність виготовлення зубчастих коліс і передач задається ступенем за нормами кінематичної точності, плавності роботи і контакту зубців у передачі, а вимога до бокового зазору - видами спряження і допуску на боковий зазор. Вибір ступеня точності залежить від умов роботи передачі. Оскільки задане колесо не потребує особистої точності і працює за не високої частоти обертання, то виходячи з рекомендацій - табл. 5.12 /2, 2 том/ с.857, задається: 8-й ступінь точності за нормами кінематичної точності; 7-й за нормами плавності роботи; 7-й за нормами контакту зубців передачі.

Для подальшого розрахунку задамося: t₁ = 70 °С - температура зубчастих коліс; t₂ = 45 °С - температура корпусу. Тоді боковий зазор, що відповідає температурній компенсації, мм:



де ₁, ₂ - коефіцієнт лінійногo розширення для матеріалів відповідно зубчастого колеса і корпусу, ₁=11,510^-6 град^-1, ₂= 9,510^-6 град^-1 - табл. 1.62 /2, 1 том/ с.187; t₁, t₂ - температура, для якої розраховується боковий зазор відповідно зубчастого колеса і корпусу.

Боковий зазор, необхідний для розміщення шару мастила:

Гарантований боковий зазор:

За - табл. 5.17 /2, 2 том/ с.864 вибираємо вид спряження Е для якого , з відповідним до нього видом допуску бокового зазора е.

Умовне позначення точності даного зубчастого колеса-8-7-7-E ГОСТ 1643.

Для робочого креслення колеса визначимо необхідні параметри:

1. Діаметр вершин зубів:



Радіальне биття зовнішнього циліндра заготівки Fd_a призначаємо по формулі варіанта 1 - табл. 5.26 /2, 2 том/ с.878 - варіант використання зовнішнього циліндра (для вивірки установки колеса на верстаті):

де - допуск на радіальне биття, з табл. 5.7 /2, 2 том/ с.844.

Відхилення зовнішнього циліндра Аd_a приймаємо за полем допуску h14. Биття базового торця з табл. 5.27 /2, 2 том/ с.879 для 7-го ступеня точності по нормах контакту при ширині зубчастого колеса b = 5 мм - = 24 мкм = 0,024 мм.

Довжина загальної нормалі W з табл. 5.30 /2, 2 том/ с.884 для z = 74 W₁ = 26,12949:

Найменше відхилення середньої довжини загальної нормалі ЕS_W визначаємо з табл. 5.19 /2, 2 том/ с.867. Доданок I дорівнює 22 мкм для виду спряження Е і 7-го ступеня точності по нормах плавності; доданок II дорівнює 3 мкм при величині допуску на радіальне биття .

Тоді:

Допуск на середню довжину загальної нормалі визначаємо з табл. 5.20 /2, 2 том/ с.870. для виду допуску бічного зазору е і значення

Нижнє відхилення середньої довжини загальної нормалі:

Таким чином, у таблиці креслення повинне бути проставлене для довжини загальної нормалі:

5. РОЗРАХУНОК ГРАНИЧНИХ КОНТУРІВ ЕЛЕМЕНТІВ РІЗЬБОВОГО З'ЄДНАННЯ

Для заданої різьбової посадки М302-6Н/6f

(крок Р = 2 мм) необхідно зробити таке:

1. Розрахувати середній d₂ (D₂) і внутрішній діаметри d₁ (D₁) при зовнішньому діаметрі різьби d = D = 30 мм:



2. Граничні відхилення діаметрів зовнішньої і внутрішньої різьб для перехідної точної посадки установимо за табл. IV.9 /2, 2 том/ с.995

а) відхилення для зовнішньої різьби:

б) відхилення для внутрішньої різьби:

3. Побудувати схему розміщення полів допусків на середній, зовнішній і внутрішній діаметри в масштабі М 250:1 (рис. 5.1).



Рисунок 5.1 - Схема розміщення полів допусків на середній, зовнішній і внутрішній діаметри в масштабі М 250:1.

Розраховуємо допуски і граничні значення діаметрів:

1) для зовнішньої різьби:

допуски зовнішнього і середнього діаметрів:

граничні відхилення зовнішнього діаметра:

граничні відхилення середнього діаметра:

2) для внутрішньої різьби:

4. Допуски середнього і внутрішнього діаметрів:



Граничні значення діаметрів:

Середнього:

Внутрішнього:

5. Для перехідних посадок розраховуємо найбільший і найменший натяги та зазори:

6. РОЗРАХУНОК ЛІНІЙНИХ РОЗМІРНИХ ЛАНЦЮГІВ

Ланки мають такі розміри: ;

Збільшуючими є ланки і , зменшуючими - , , , , .

1. Перевіряємо номінальні розміри кілець за формулою:

2. Розрахунок розмірного ланцюга введемо методом граничного підсумовування. Способом допусків одного квалітету. Квалітет, в якому виготовлені кільця розмірного ланцюга, знаходимо за табл. 5.1 /1/ с.39 по числу одиниць допуску . Числові значення одиниць допуску вибираємо за табл. 5.2 /1/ с.40:

3. Число одиниць допуску займає проміжне значення між 9-м і 8-м квалітетами. Для всіх ланок візьмемо допуск за 8-м квалітетом.

Призначимо на охоплюючі кільця поля допуску основного отвору Н, а на кільця, що охоплюються, - поля допуску h. Визначимо допуски на всі ланки і, отримаємо:

- (задане поле);

4. Перевіримо умову:

Допуски останніх ланок знаходимо аналогічно.

Нерівність допускається в діапазоні 15% від ТА₀. Якщо ТА₀ TА_0.од більше чим на 15%, необхідно частину допусків ланок назначити за сусіднім більшим квалітетом (у нашому прикладі за 8-м):

.

Різниця між ТА₀ і TА_0.од відносно ТА₀ дорівнює 5 %. Отже, змінювати допуски ланок у ланцюзі не треба.

5. Визначимо розрахункові граничні відхилення замикаючою ланки,

Рисунок 6.1 - Поле допуску вихідного кільця і замикаючої ланки .

Оскільки верхнє відхилення поля допуску замикаючої ланки А_0.од нижче від верхнього відхилення поля допуску вихідної ланки А₀, а нижнє відхилення поля допуску замикаючої ланки А_0.од вище за нижнє відхилення поля допуску вихідної ланки А₀, розрахунок вважаємо закінченим.

6. Розрахунок ведемо теоретико-імовірнісним методом, способом допуску одного квалітету. Середнє число одиниць допуску у даному прикладі обчислюється за формулою:

Числові значення одиниць допуску вибираємо за табл. 5.2 /1/ с.40

r - коефіцієнт ризику (для закону нормального розподілу r = 1).

7. Цей етап виконуємо аналогічно п.3 даного прикладу, враховуючи, що кількість одиниць допуску займає проміжне значення між, 9-м і 8 -м квалітетами:

- (задане поле);



Перевіримо умову :

де К_і - коефіцієнт відносного розсіювання і - го кільця. Для закону нормального розподілу (Гаусса) К = 1.

Оскільки умова задовольняється, то переходимо до перевірки розміщення поля допуску замикаючої ланки А_0.од, відносно поля допуску вихідної ланки А_0.

8. Перевіримо правильність призначення граничних відхилень на ланки ланцюга. З цією метою визначаємо і заносимо до табл. 6.1 середні відхилення складових ланок.

Таблиця 6.1 - Середні відхилення складових ланок

Ланки	Збільшуючі	Зменшуючі
	7	27	12,5	-18	-23	-18	-7	-15

Визначаємо координату середини поля допуску замикаючої ланки А_0.од:

У результаті розрахунку отримає розміщення середини поля допуску замикаючої ланки EcА_0.од на 77 мкм вище від середини поля допуску вихідної кільця А₀ = +100 мм (рис. 6.2). Отже, поля допусків збільшуючих ланок треба опускати або поля допусків зменшуючих ланок піднімати.

- (задане поле);



Рисунок 6.2 - Поле допуску вихідного кільця і замикаючої ланки .

За формулою:

Згідно:

Порівнявши отримані результати із значеннями граничних відхилень вихідної ланки EsА₀ =99,5 мкм і EiА₀ = - 0,5 мкм, бачимо, що поле допуску замикаючої ланки А_0.од повністю вписується в поле допуску вихідного кільця А₀ (рис. 6.2). На цьому розрахунок розмірних ланцюгів вважаємо закінченим.

Результат порівняння зводимо до табл. 6.2.

Таблиця 6.2 - Результат порівняння розрахунків розмірних ланцюгів

Метод граничного підсумування	Теоретико - імовірнісний метод
Ланка	Позначення поля	Допуск поля	Ланка	Позначення поля	Допуск поля
		36			22
		46			46
	3h8	14		3js8	14
	1H8	14		1H8	14
	85H8	54		85H9	61
	1H9	25		1H9	25
	3,6h9	30		3,6js8	18

СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ

1) Методичні вказівки до курсової роботи з дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання» для студентів напрямку 6.0902 - інженерна механіка / Авт.: В.П. Гугнін, Г.О. Оборський. - Одеса: Наука і техніка, 2005. - 88 с.

2) Допуски і посадки: Справочник / В.Д. Мягков, М.А. Полей, А.Б. Романов, В.А. Брашинський. - Л.: Машинобудування, 1982. - Ч. 1,2.

Размещено на Allbest.ru