Расчет и выбор посадок

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

посадка цилиндрический соединение подшипник

• Введение
• 1. Расчет и выбор посадки гладких цилиндрических соединений
• 1.1 Расчет и выбор посадок с натягом
• 1.2 Расчет и выбор переходных посадок
• 1.3 Калибры для контроля гладких цилиндрических соединений
• 1.3.1 Расчет исполнительного размера калибра пробки
• 1.3.2 Расчет исполнительного размера калибра скобы
• 2. Расчет и выбор посадок для подшипников качени
• 2.1 Расчет и выбор посадок для подшипника Р 1206
• 2.2 Выбираем посадки для шлицевого соединения
• Заключение
• Список использованной литературы


Введение

В настоящее время в машиностроении созданы и освоены новые системы современных, надежных и эффективных машин. Это позволяет применять автоматическое производство, что в свою очередь сокращает время производства и снижает себестоимость продукции. Непрерывно совершенствуется конструкция машин, технология, средства и контроль их производства.

Большое значение для машиностроения имеет организация производства машин и прочих изделий на основе взаимозаменяемости.

Важным в этом направлении является переход отечественной промышленности на «Единую систему допусков и посадок» (ЕСДП) и «Основные нормы взаимозаменяемости» (ОНВ).



1. Расчет и выбор посадки гладких цилиндрических соединений

1.1 Расчет и выбор посадок с натягом

Рисунок 1.1 Схема посадки с натягом

Размеры, необходимые для расчета, мм

d₁ = 34,d = 50

d₂ = 38,l = 39

Момент крутящий М_кр2 на валу 2, Н·м

М_кр2 = М_кр1 · U_кон · з_кон,(1.1)

гдеМ_кр1 = 90 Н·м - момент крутящий на валу 1;

з_кон = 0,96 - КПД конической зубчатой передачи;

- передаточное число конической зубчатой передачи;

где z₁ = 23, z₂ = 36 - число зубьев 1-й и 2-й шестерни.

М_кр2 = 320 · 1 · 0,96 = 307,2

Определяем коэффициенты по формулам [1, с. 233]

(1.2)

(1.3)

где м - коэффициент Пуассона (для бронзовой втулки м_В = 0,35, для чугунного корпуса м_А = 0,25).

Определяем наименьший расчетный натяг, мкм, по формуле [1, с. 224]

(1.4)

гдеl - длина сопряжения;

f - коэффициент трения в соединении;

Е_А, Е_В - модуль упругости чугуна и бронзы, МПа.

Определяем поправку, учитывающую смятие неровности контактных поверхностей



(1.5)

где; - высота неровностей профиля по десяти точкам вала и отверстия

Показатели и рассчитываются по формуле:

lg R_Z = 0,65 +0,97 · lg R_A(1.6)

гдеR_A - среднеарифметическое отклонение профиля, мкм.

R_A выбираем в соответствии с видом обработки [2, с.516, табл. 2.65] - ,

,

U = 1,2 (7 + 3,6) = 12,72

Определяем значение наименьшего функционального натяга , мкм, по формуле

(1.7)

Предельно допускаемое удельное контактное давление Р_доп, Па, по формуле

- для втулки,(1.8)

где - предел текучести охватывающей детали (для чугуна = 3,3 · 10⁸ Па).

- для вала,(1.9)

(для бронзы = 2,0 · 10⁸ Па).

;

.

Определяем наибольший натяг, мкм, по формуле:

(1.10)

где - наименьшее из и ,

Наибольший функциональный натяг, мкм

(1.11)

.

По ГОСТ 2.5346-82 и в соответствии со значениями и выбираем оптимальную посадку, чтобы выполнялось условие:

;

Выбираем посадку. .

Тогда:

(1.12)

(1.13)

гдеС_тех, С_экс - запас технологический и эксплуатационный, мкм

>>

т.е. в долях:

0,020,98

Окончательно выбираем посадку Ш50

.

Тогда:

(1.12)

(1.13)

гдеС_тех, С_экс - запас технологический и эксплуатационный, мкм

>>

т.е. в долях:

0,020,98

Окончательно выбираем посадку Ш50

.

Тогда:

(1.12)

(1.13)

гдеС_тех, С_экс - запас технологический и эксплуатационный, мкм

>>

т.е. в долях:

0,02 0,98

Окончательно выбираем посадку Ш50

.

Тогда:

(1.12)

(1.13)

гдеС_тех, С_экс - запас технологический и эксплуатационный, мкм

>>

т.е. в долях:

0,070,93

Окончательно выбираем посадку Ш50

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1.2 Схема расположения полей допусков посадки Ш50

1.2 Расчет и выбор переходных посадок

Сопряжение зубчатого колеса z₂ с валом является неподвижным, разъемным. Неподвижность достигается наличием шпонки. При таком соединении целесообразно применить посадку . Это наиболее применяемый тип посадок. Вероятность получения зазоров и натягов в соединении примерно одинакова. Сборка и разборка производится без значительных усилий. Небольшой натяг достаточен для центрирования деталей и предотвращения вибраций.

Применяем посадку Ш56

Рисунок 1.3 Схема расположения полей допусков посадки Ш56

Определяем наименьшее d_min и D_min, средние d_ср и D_ср, наибольшие d_max и D_max диаметры для вала и отверстия соответственно, мм

(1.14)

гдеd_н и D_н - номинальные размеры вала и отверстия соответственно, мм;

EI и ei - нижнее отклонение поля допуска отверстия и вала, мм;

ES и es - верхнее отклонение поля допуска отверстия и вала, мм;

TD и Td - допуск отверстия и вала, мм.

Вычисляем допуски отверстия и вала, мм



(1.15)

TD = 0,03 - 0 = 0,03

Td = 0,021 - 0,002 = 0,019

Вычисляем диаметры отверстия и вала, мм

D_min = 56 + 0 = 56

D_ср = 56 + = 56,015

D_max = 56 + 0,03 = 56,03

d_min = 56 + 0,002 = 56,002

d_ср = 56 + = 56,01

d_max = 56 + 0,021 = 56,021

Определяем максимальный натяг N_max, мкм, и максимальный зазор S_max,мкм

(1.16)

N_max = 21 - 0 = 21

S_max = 30 - 2 = 28

Расчет вероятности распределения натягов и зазоров с доверительной вероятностью 0,9973.

Предположим, что погрешности изготовления сопрягаемых деталей подчиняются закону нормального распределения, а центр их группирования совпадает с полем допуска, TD и Td, мкм. Определяем среднеквадратическое отклонение размеров сопрягаемых деталей у_D и у_d, мкм



(1.17)

Находим суммарное среднеквадратическое отклонение, мкм

(1.18)

Определим величину среднего зазора S_ср, мм

S_ср = D_ср - d_ср (1.19)

S_ср = 56,015 - 56,01 = 0,005

S_ср определяет положение центра группирования относительно начала их отсчета x = S_ср. На оси х-х эта точка обозначается х' = 0. Она отделяет зазор от натяга.

На оси z-z эта точка определяется

,(1.20)

,

гдеz - является пределом интегрирования интеграла функции Лапласа.

Определяем относительное количество соединений с зазором S_%

S_% = (Ф_{0 (0,84)} + 0,5)·100%(1.21)

гдеФ_{0 (0,84)} - значение функции Лапласа при z = 0,84 [1, с.12]

S_% = (0,2995 + 0,5)·100% = 80

Найдем фактическое значение наибольших зазоров S_max, мкм, и натягов N_max, мкм

(1.22)

S_max = 3 · 5,9 + 5 = 22,7

N_max = 3 · 5,9 - 5 = 12,7

Строим кривую распределения зазоров и натягов. Уравнение кривой имеет вид

(1.23)

гдеy - плотность вероятности;

х - аргумент функции и плотности вероятности;

у - среднеквадратическое отклонение случайных величин, мкм.

Таблица 1.1

Зависимость плотности вероятности у от аргумента х

х	0	у	2у	3у	0,84у
у	0,08	0,05	0,01	0,0009	0,056



Рисунок 1.4 Кривая распределения зазоров и натягов

1.3 Калибры для контроля гладких цилиндрических соединений

Детали с точностью изготовления по квалитетам от IT6 до IT17 в массовом и серийном производстве часто контролируются калибрами. Они применяются для определения того, выходит ли величина контролируемого размера за нижнее или верхнее допускаемое значение или находится между ними. Подберем калибры для контроля сопряжения втулки и вала Ш60 .

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1.5 Схема расположения полей допусков калибров для отверстия



1.3.1 Расчет исполнительного размера калибра пробки

Определим наибольший размер проходной стороны калибра , мм

(1.31)

гдеD_min - наименьший размер изделия, мм;

z - положение середины поля допуска проходного калибра пробки, относительно предельного размера контролируемого отверстия, мм;

- половина допуска новых калибров для отверстия, мм.

Определим наименьший диаметр проходной стороны калибра , мм

(1.32)

Определим номинальный размер калибра ,мм

(1.33)

Определим изношенный размер калибра , мм

(1.34)

гдеу - допускаемый выход размера, изношенного проходного калибра, за границу поля допуска изделия.

Размер проходной стороны калибра, проставляем на чертеже Ш60,0095_-0,005

Определим наибольший диаметр непроходной стороны калибра , мм

(1.35)

гдеD_max - наибольший предельный размер, мм.

Определим наименьший размер проходной стороны калибра , мм

(1.36)

Определим номинальный размер непроходной стороны калибра , мм

(1.37)

Определим исполнительный размер непроходной стороны , мм

(1.38)

Размер непроходной стороны калибра проставляется на чертеже Ш60,0485_-0,005

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1.6 Эскиз рабочего калибра пробки

1.3.2 Расчет исполнительного размера калибра скобы

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1.7 Схема расположения полей допусков калибра скобы

Определим наименьший размер проходной стороны скобы , мм



(1.39)

гдеd_max - наибольший предельный размер, мм;

z₁ - отклонение середины поля допуска проходной стороны скобы относительно наибольшего предельного размера контролируемого вала, мм;

- половина допуска новых скоб, мм.

Определим наибольший размер проходной стороны скобы , мм

(1.40)

Определим номинальный размер проходной стороны скобы , мм

(1.41)

Определим изношенный размер проходной стороны скобы , мм

(1.42)

гдеу₁ - допускаемый выход размера изношенного проходного калибра скобы за границу поля допуска изделия.

Размер проходной стороны калибра, проставляемый на чертеже Ш60,207^+0,008

Определим наименьший размер непроходной стороны скобы , мм

(1.43)

гдеd_min - наименьший предельный размер, мм;

Определим наибольший размер непроходной стороны скобы , мм

(1.44)

Определим номинальный размер непроходной стороны скобы , мм

(1.45)

Размер непроходной стороны калибра скобы, проставляемый на чертеже Ш60,168^+0,008



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1.8 Эскиз калибра скобы



2. Расчет и выбор посадок для подшипников качени

2.1 Расчет и выбор посадок для подшипника Р 1206

По ГОСТ 8338-75 и по номеру подшипника определяем его размеры, мм [4, с.530]

d = 50;D = 90;

B = 20;r = 2,5.

Внутреннее кольцо подшипника качения должно неподвижно сопрягаться с вращающимся валом, значит, оно имеет циркуляционный характер нагружения. Наружное кольцо подшипника не должно вращаться, следовательно, оно испытывает местное нагружение.

Рисунок 2.1 Схема нагружения колец подшипников

Для циркуляционного нагружения подшипника вид посадки выбирается в зависимости от интенсивности радиальной нагрузки F_R, по формуле



,(2.1)

гдеК_П - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки;

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале (F = 1, если вал сплошной);

R - радиальная реакция опор на подшипнике, H;

b - рабочая длина посадочной части, мм;

b = B - 2r,(2.2)

гдеB - ширина подшипника, cм;

r - радиус закругления, cм.

b = (20 - 2 · 2,5) · 10^-1 = 1,5

Находим реакции опор R_A, R_B, Н

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2.2 Схема нагружения вала 2

Рисунок 2.3 Расчетная схема нагружения для конической зубчатой передачи

Определим силы, действующие в зацеплении. Радиальное усилие F_r, Н

,(2.3)

гдев - угол наклона зубьев, в = 0⁰;

F_t - окружное усилие, Н.

,(2.4)

Где m₂ - модуль зубчатого колеса z₂, м;

М_кр2 - крутящий момент на валу 2, Н·м;

z₂ - число зубьев колеса.

Находим осевое усилие F_А, Н

F_а = F_t · tg в(2.5)

F_а = 2194· tg 0⁰ = 0

Определяем равнодействующую силу, действующую в зацеплении, Н

(2.6)

Составим уравнение суммы моментов относительно точек А, В и определим R_A, R_B, Н

(2.7)

Принимаем К_П = 1,5 (т.к. перегрузки до 150%); F = 1 (т.к. вал сплошной); F_A = 1 (т.к. подшипник однорядный). По формуле (2.1)

По интенсивности нагрузки в соответствии с [1, с.238] выбираем посадку для внутреннего кольца js6.

Поле допуска отверстия корпуса под местно нагруженное кольцо выбираем H7. Имеем:

Ш90 иШ50

По ГОСТ 3325-85 предельное отклонение размеров колец, по ГОСТ 25346-82 отклонение вала и корпуса при выбранных посадках

Рисунок 2.4 Схема расположения полей допусков подшипника Р0210

Определяем наибольший зазор S_max, мкм, и натяг N_max, мкм, выбранной посадки при установке подшипника на вал.

(2.8)

S_max = 0 - ( - 8) = 8,

N_max = 8 - ( - 12) = 20

Определим наибольший зазор S_max, мкм, и натяг N_max, мкм, при установке подшипника в корпус по формуле (2.8)

S_max = 35 - ( - 20) = 55,

N_max = 0

Шероховатость присоединительных размеров для 0 класса точности определяется из [4, с.30, табл. 3.1]

Для посадочной поверхности вала R_a, мкм

R_a = 1,25

Для посадочной поверхности корпуса R_a, мкм

R_a = 2,5

Отклонение от цилиндричности присоединительных размеров вала и корпуса определяют в зависимости от класса точности подшипника из [2, с.228]. Для класса точности 304 отношение равно ТА.

Рисунок 2.5 Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипников



Рисунок 2.6 Условное обозначение посадок подшипников качения на сборочных чертежах

2.2 Выбираем посадки для шлицевого соединения

Шлицевые соединения предназначены для передачи крутящего момента. Обеспечивают повышенную точность центрирования сопрягаемых элементов. Различают центрирование по внутреннему диаметру d, по внешнему диаметру D, по боковым сторонам зубьев b. Так как наше шлицевое соединение обрабатывается закалкой, то применяем центрирование по внутреннему диаметру d.

z = 44,d = 50,D = 60,b =1,5.

На внутренний диаметр d выбираем посадку 50

На внешний диаметр D назначаем посадку 60,

Получено соединение d - 50 x50x 60x1,5,

В соответствии с ГОСТ 1139-80 находим предельное отклонение для размеров: 50, 50 и 1,5и записываем в таблицу,



Таблица 1.2

Предельные отклонения размеров

Детали	Размер, мм	Поле допуска	Отклонения, мкм
			ES	es	EI	ei
Втулка	d = 50 D = 60 b = 1,5	H7 H12 D8	+25 +300 +67		0 0 +40
Вал	d = 50 D = 60 b =1,5			+8 -340 0		-8 --150 -36



Заключение

В данной курсовой работе были получены посадки для подшипника качения P6-304 и Р5-1206

d - 50 x50x 60x1,5.

Рассчитаны калибры пробки и скобы для контроля посадки Ш60.

В качестве универсального измерительного средства принят калибр пробка.



Список использованной литературы

1. Допуски и посадки: Справочник в 2-х томах. В.Д. Мягков, М.А. Палей. 6-е издание, переработанное и дополненное, Л.: Машиностроение; 1982г.

2. Методическое указание по выполнению курсовой работы по курсу: «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» В.А. Плаксин, КубГТУ. Краснодар, 2003г.

3. Детали машин: Учебник для студентов ВТУЗов. Д.Н. Решетов. 4-е издание, переработанное и дополненное М.: «Машиностроение», 1989г.

Размещено на Allbest.ru