Расчет и выбор допусков и посадок

Содержание

Введение

1. Расчет посадки с натягом

2. Расчет и выбор посадок подшипника качения на вал и в корпус

4. Расчет размерной цепи (прямая задача)

5. Шлицевое соединение

6. Элементы шпоночного соединения

7. Элементы резьбового соединения

8. Допуски на элементы зубчатых передач

Список используемых источников

Введение

Контрольная работа преследует цель более глубокого и успешного усвоения материала ряда разделов курса "Основы взаимозаменяемости".

Работа складывается из решения нескольких задач, целью которых являются развитие навыков в расчете и выборе допусков и посадок, а также самостоятельности в работе со справочной литературой.

1. Расчет посадки с натягом

Исходные данные:

d1=24 мм; М_кр=7 Н м Материал охватывающей детали - сталь;

d=30 мм; R_zd=1.6

l=32 мм; R_zD=2.5 Материал охватываемой детали-

d2≈39мм; бронза.

Рис.1 Соединение втулки с корпусом

1.1 Определение наименьшего удельного давления между поверхностями сопряжения вала и втулки.

Р_min===1.7 10⁶ Н

где -передаваемый крутящий момент;

f-коэффициент трения (примем f=0.09) [3, с.34 т.2]

.2 Рассчитываем значение наименьшего допустимого натяга [N_min]

допуск посадка передача зубчатый

[N_min] = Р_mind ()

где ,-модули упругости материала охватывающей и охватываемой.  примем 1.96 10¹¹ н/м²;  примем 0.84 10¹¹

[1, с.34 т.3]

.2.1 Расчет коэффициентов ,

C_D===4.3

C_d===4.9

где

,-коэффициенты Пуассона охватывающей и охватываемой детали. =0.3 - сталь; =0.35 - бронза [3, с.34 т.3]

[N_min] = 1.710⁶ 0.03 () =0.41 10^-5 м=4.1 мкм;

.3 Рассчетное значение натяга с учетом шероховатостей.

N_расч= [N_min] +1.2 (R_zD+R_zd) =4.1+1.2 (2.5+1.6) =9 мкм;

N≥ N_расч 14≥9

Принимаем посадку  [2, с.359 т.2]

Рис.2 Схема полей допусков для посадки

.4 Наибольшее удельное давление на сопрягаемых поверхностях:

P_max===17.9 10⁶ Н;

.5 Наибольшее напряжение в охватываемой детали.

σ_d= P_max=17.9 10⁶ =99.4 МПа

.6 Наибольшее напряжение в охватывающей детали.

σ_D= P_max=17.9 10⁶ =71,6 Мпа

.7 Проверка на прочность охватывающей и охватываемой деталей.

σ_d [σ_т] _d [σ_т] _d=500 10⁶ Н/м² [3, с.34 т.3] 99.4500 МПа

σ_D [σ_т] _D [σ_т] _D= 400 10⁶ Н/м² [3, с.34 т.3] 71.6300 МПа

Рис.3 Охватывающая деталь

R_aD= (…. ) =0.4….0.32

Рис.4 Охватываемая деталь.

R_ad= (…. ) = 0.4….0.32

. Расчет и выбор посадок подшипника качения на вал и в корпус

B=15мм; d=25 мм; №205;

D=52 мм; r=1.5 мм; Р=1700 Н.

Режим работы - легкий;

Значения выбраны по ГОСТ8338-75 [4,c.37 т.14]

ГОСТ 8338-75

.1 Интенсивность нагрузки поверхности под циркуляционно нагруженное кольцо P_R

P_R=, Н/м²

где P-расчетная радиальная реакция опоры, Н;

r-радиус закругления колец подшипника, м;

-рабочая ширина посадочного места подшипника;

-динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (примем , т.к. режим работы тяжелый); F-коэфффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (примем F=2.2, т.к. вал полый);

F_A-коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами сдвоенных подшипников (F_A=1, т.к. подшипник одинарный);

P_R==321750 Н/м²

Принимаем поле допуска k6 [3, с.14 т.3.1]

.3 Поле допуска для отвертия в корпусе.

Принимаем поле допуска H7 [3, с.14 т.3.2]

.4 Отклонения для диаметров колец подшипников нулевого класса точности выбираются согласно ГОСТ520-89.

.4.1 Для наружного кольца =-18

.4.2 Для внутреннего кольца =-12

[4, с.39 т.15,16]

.5 Вычислим наибольший натяг N_max между циркуляционно нагруженным кольцом подшипника и валом и определяется усилие запрессовки подшипника на валP_запр, Н.

P_запр=f_kf_eN_max10, Н

где f_k-фактор сопротивления, зависящий от коэффициента трения (примем f_k=4);

f_e-фактор, зависящий от размеров кольца и определяемый по формуле:

f_e=B [1-]

где -приведенный нагруженный диаметр внутреннего кольца

;

f_e=20 [1-] =6.62

N_max=30 мкм (см. рис.10)

P_запр=4 6.62 30 10=5544 Н

Рис.10 Схема полей допусков посадки внутреннего кольца подшипника на вал.

Рис.11 Схема полей допусков посадки наружного кольца подшипника H7/l0

Рис.12 Подшипник в сборке.

Рис.13 Вал

Рис.14 Втулка

Допуски формы посадочных поверхностей под подшипники качения выбираются по [4, с.41 т.17]

4. Расчет размерной цепи (прямая задача)

Исходные данные: =мм;

Рис.15 Схема размерной цепи.

Таблица 1-Показатели размеров.

.1 Проверим правильность составления размерной цепи.

4.2 Вычисляем допуск Т

Т

.3 Вычисляем коэффициент точности размерной цепи а_с

а_с=,

где  - сумма допусков известных составляющих звеньев (в размерной цепи 2 подшипника Допуск на их ширину определяется по [4, с.39 т.15,16]);

-сумма допусков всех остальных составляющих звеньев. [1, с.33 т.8]

а_с=

т.к. а_с<а_ГОСТ, то в качестве увязочного звена выбираем технологически более простое звено-А₂

Принимаем 9 квалитет [3, с.34 т.5]

.4 Отклонения увязочного звена.

Т

(250+19) - (-31) =300 мкм

(-250-19) - 31 = - 300 мкм.

5. Шлицевое соединение

Рис.16 Шлицы на валу

Рис.17 Шлицы во втулке

Рис.18 Обозначение шлицев

6. Элементы шпоночного соединения

Выбираем основные размеры шпоночного соединения bxh=10x8

В зависимости от условий эксплуатации назначаем тип соединия: нормальный тип шпоночного соединения

Рис. 19 Вал

Рис.20 Втулка

Рис.21 Сборка

7. Элементы резьбового соединения

Рис.22 Вал

Рис.23 Втулка

Рис.24 Сборка

8. Допуски на элементы зубчатых передач

m=2, d_a=162 мм_a=m (Z+2) →z= (d_a/m) - 2

z= (162/2) - 2=79

Делительный диаметр d=mz=2 79=158 мм

Степень точности по ГОСТ 1643-81 8-7-7-D

-кинематическая норма точности;

-плавность работы зубчатой передачи;

-норма контактов зубьев;

D-норма бокового зазора между нерабочими поверхностями зубьев.

Допуски по степени точности

F_r=63 мкм-допуск радиального биения зубчатого венца;

F_vw=50 мкм-допуск колебания длины общей нормали;

f_pb=+/-15 мкм;

f_f=13 мкм допуск на форму зубьев;

F_β=25 мкм допуск на направление зуба;

Е_HS=-70 мкм наименьшее дополнительное смещение исходного контура;

Т_H=140 мкм допуск на смещение исходного контура.

Допуск наружного диаметра расчитывается по соотношению:

TD=0.5 Т_Н, мм;

Радиальное биение зубчатого венца Т_Н, мм

Торцевое биение в зависимости от степени точности и диаметра торца выбираются по [4, с.45 т.21]

Допуск симмертичности расчитывается из соотношения 2T_шп, где T_шп-допуск шпоночного паза;

Допуск параллельности расчитывается по соотношению 0.5 T_шп

Полученные значения округляются по [4, с.47 т.23]

Допуск торцевого биения вала определяется из соотношения 0.25-0.3 F_r, мм округляем по 4, с.47 т.23]

Торцевое биение заплечиков вала и отверстия по [4, с.42]

Шероховатость под посадочные поверхности подшипников качения по [4, с.43]

Шероховатость поверхностей деталей определяется по [4,c.29-32 т.10]

Список используемых источников

1. Анурьев В.И. "Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т.2. - М.: Машиностроение, 2001г

. Анурьев В.И. "Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т.1. - М.: Машиностроение, 2001г

. Иголкин А.Ф., Федорова О.А. Основы взаимозаменяемости: Метод. указания к курсовой работе. - СПб.: СПбГУНиПТ, 2007.

. Иголкин А.Ф., Федорова О.А. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. Справочный материал к курсовой работе. СПб.: СПбГУНиПТ, 2007.