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

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:

М_кр=216 H⋅м - Крутящий момент;

P_ос=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);

R_zd=9 мкм  - Высота микронеровностей вала;

R_zD=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) E_ст=2,06*10¹¹ Па и бронзы БрОЦС(материал втулки) Е_бр=0,84*10¹¹ Па;

- коэффициент Пуассона  μ: для втулки μ_бр=0,25; для вала μ_ст=0,3;

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

- предел текучести σ_Tст=3,53*10⁸ Па; σ_Tбр=3,92*10⁸ Па.

 

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

      

        [p_max]_отв ≤0,58σ_{тбр =}

= 0,58*3,92*10⁸*

= 1,25*10⁸ Па .

     [p_max]_вал ≤0,58σ_тст =

= 0,58*3,53*10⁸*

= 1,53*10⁸ Па.

 

 

Принимаем [p_max]= 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 ν_уд и на срез и смятие микронеровностей на поверхности сопряжения при запрессовке ν_ш

 где =0,85 при

 

 

 

 1.5 Определяем минимальное допустимое удельное давление на поверхности сопрягаемых деталей [p_min]; 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: T_D= 62 мкм (IT9), T_d= 62 мкм (IT9).

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

 

 

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

 

.

 

Находим нижнее отклонение вала:

 

ei=ES+[N_min]=39+18,68=57,68мкм;

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

 

es=ei+T_d=60+39=99 мкм;

 

N_max=es-EI=99 мкм,

  N_min=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

                   

                    N_max=es-EI=41-0=41 мкм

                    S_max=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

D_MAX = 65,046 мм

D_MIN = 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

d_MAX = 65,041 мм

d_MIN = 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;

H_р - 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

N_max=52-(-13)=65 мм

 4.3 Определяем минимальный натяг

N_min=27-0=27 мм

 4.4 Определяем средний натяг

N_ср=( N_max+ N_min)/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