dн,
мм
|
l,
мм
|
d2,
мм
|
Рос,
кН
|
Мкр,
Н·м
|
Материал
|
Вид
сборки
|
|
|
|
|
|
втулки
|
вала
|
|
40
|
40
|
80
|
1
|
50
|
чугун
|
сталь
|
Механич.
|
.1 Определение требуемого минимального удельного
давления на контактных поверхностях
Определяем требуемое минимальное удельное
давление на контактных поверхностях при действии осевой силы и крутящего
момента одновременно.
[Рmin] = , (9)
где dн - номинальный диаметр
сопряжения, м;
Мкр - крутящий момент, Н·м;
Рос - осевая сила, Н;-
длина контакта сопрягаемых поверхностей, м;- коэффициент трения.
[Рmin] = = 54 · 105
Н/м2
2.2 Определение величины наименьшего
расчетного натяга
’min = [Рmin] · dн (С1
/ Е1 + С2 / Е2) (10)
где С1, С2 -
коэффициенты Ляме;
Е1, Е2 -
модули упругости материалов охватываемой и охватывающей деталей, Н/м2.’min = 54 · 105
· 0,04 (1,37 / 2 · 1011 + 1,92 / 0,78 · 1011) = 6,8 · 10-6
м
2.3 Определение минимально допустимого натяга с
учетом поправок
[Nmin]
= N’min
+ γш + γt,
(11)
где γш
- поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при
запрессовке;
γt
- поправка, учитывающая изменения натяга при различии рабочей темпе ратуры и
температуры сборки.
[Nmin] = 6,8 · 10-6 +
5,76 · 10-6 + 0,74 · 10-6 = 13,3 · 10-6 м
γш
= 1,2 (Rad + RaD), (12)
где Rad,
RaD
- высота неровностей поверхностей вала и отверстия втулки, м
γш
= 1,2 (1,6 · 10-6 + 3,2 · 10-6) = 5,76 · 10-6
м
γt
= dн [α1
(t1
- t) - α2
(t2
- t)], (13)
где α1,
α2
- коэффициенты линейного расширения материалов вала и втулки;
t1,
t2
- рабочая температура вала и втулки, °С;- номинальная температура, °С.
γt
= 0,04 [11,5 · 10-6 (80 - 20) - 11,1 · 10-6 (80 - 20)] =
0,74 · 10-6 м
.4 Определение максимально допустимого удельного
давления
Для вала:
Р1 = 0,58 · σ1
[1 - (d1 / dн)2],
(14)
где σ1
- предел текучести материала вала при растяжении, Н/м2
Р1 = 0,58 · 34 · 107 [1 -
(0 / 0,04)2] = 19,7 · 107 Н/м2
Для втулки:
Р1 = 0,58 · σ2
[1 - (dн / d2)2],
(15)
где σ2
- предел текучести материала втулки при растяжении, Н/м2
Р2 = 0,58 · 27 · 107 [1 -
(0,04 / 0,08)2] = 11,7 · 107 Н/м2
За величину максимально допустимого удельного
давления принимаем наименьшее из полученных значений [Рmax] = 11,7 · 107
Н/м2.
.5 Определение величины наибольшего расчетного
натяга
N’max
= [Рmax] · dн (С1 /
Е1 + С2 / Е2), (16)
N’max
= 11,7 · 107 · 0,04 (1,37 / 2 · 1011 + 1,92 / 0,78 · 1011)
= 1,5 · 10-4 м
2.6 Определение величины максимально допустимого
натяга с учетом поправок
[Nmax]
= N’max
· γуд + γш
- γt,
(17)
где γуд
- коэффициент, учитывающий увеличение удельного давления.
[Nmax]
= 1,5 · 10-4 · 0,95 + 5,76 · 10-6 - 0,74 · 10-6
= 148 · 10-6 м
.7 Выбор посадки
По таблицам системы допусков и посадок подбираем
посадку, для которой выполняется условие:
Nmax
≤
[Nmax]; Nmax
= 59 · 10-6 м.
Nmin
≥
[Nmin]; Nmin
= 18 · 10-6 м.
Посадка с зазором в системе
отверстия: Ø40
Н7+0,025/
s6.
.8 Расчет необходимого усилия при
запрессовке собираемых деталей
Rn = f · Pmax ·
π · dн
· l, (18)
где f -
коэффициент трения при запрессовке.
Rn = 1,2 ·
11,7 · 107 · 3,14 · 0,04 · 0,04 = 0,07 · 107 Н
.9 Проверка прочности соединяемых
деталей
Рmax = Nmax - γш / dн (С1
/ Е1 + С2 / Е2), (19)
Рmax = 59 · 10-6 - 5,76 ·
10-6 / 0,04 (1,37/ 2 · 1011 + 1,92/ 0,78 · 1011)
= 423 ·105 Н
Должны соблюдаться условия:
Рmax ≤ P1; 423 · 105
≤ 19,7 · 107
Рmax ≤ Р2; 423 ·105
≤ 11,7 · 107
Оба условия соблюдаются.
Построим в масштабе схему
расположения полей допусков и вычертим сопряжение в сборе и подетально.
Рисунок 3 - Схема расположения полей допусков
посадки Ø40
Н7/s6
Рисунок 4 - Сопряжение в сборе и
подетально
3. Расчет исполнительных размеров
гладких калибров
Исходные данные для расчета
приведены в таблице 3
Таблица 3 - Исходные данные
dн,
мм
|
Посадка
|
40
|
Н7
/ s6
|
.1 Определение исполнительных размеров
калибр-пробок
Записываем условное обозначение отверстия, для
которого необходимо рассчитать и подобрать калибр-пробку Ø40
Н7+0,025.
Определяем исполнительные размеры калибр-пробки.
ПРmax
= Dmin + Z
+ H/2, (20)
где Dmin
- минимальный предельный размер отверстия, мм;
Z - отклонение
середины поля допуска на изготовление проходного калибра, мм;
H - допуск на
изготовление калибра для отверстия, мм
ПРmax
= 40 + 0,0025 + 0,0025 / 2 = 40,004 мм
НЕmax
= Dmax + Н/2, (21)
где Dmax
- максимальный предельный размер отверстия, мм
НЕmax
= 40,025 + 0,0025 / 2 = 40,026 мм
ПРизн = Dmin
- Y, (22)
где Y
- допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за
границу поля допуска изделия, мм
ПРизн = 40 - 0,002 = 39,998 мм
Строим схему расположения полей допусков детали
и калибров-пробок.
Рисунок 5 - Схема расположения полей
допусков отверстия и калибров-пробок.
.2 Определение исполнительных
размеров калибр-скоб
Записываем условное обозначение
вала, для которого необходимо рассчитать и подобрать калибр-скобу Ø40 s6.
Определяем исполнительные размеры
калибр-скобы.
ПРmin = dmax - Z1 - H1/2, (23)
где dmax -
максимальный предельный размер вала, мм;
Z1 -
отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра, мм;
H1 - допуск на
изготовление калибра для вала, мм
ПРmin = 40,059 -
0,0035 - 0,004 / 2 = 40,054 мм
НЕmin = dmin - Н1/2,
(24)
НЕmin = 40,043 -
0,004 / 2 = 40,041 мм
ПРизн = dmax + Y1, (25)
где Y1 -
допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу
поля допуска изделия, мм
ПРизн = 40,059 + 0,003 = 40,062 мм
Определяем предельные размеры
контрольных калибров для скоб.
К-ПРmax = dmax - Z1 + Hp/2, (26)
где Hp - допуск на
изготовление контрольных калибров для скоб, мм
К-ПРmax = 40,059 -
0,0035 + 0,0015 / 2 = 40,0563 мм
К-НЕmax = dmin + Hp/2, (27)
К-НЕmax = 40,043 +
0,0015 / 2 = 40,0438 мм
К-Иmax = dmax + Y1 + Нр/2,
(28)
К-Иmax = 40,059 +
0,003 + 0,0015 / 2 = 40,063 мм
Строим схему расположения полей
допусков детали, калибров-скоб и контркалибров.
Рисунок 6 - Схема расположения полей
допусков вала, калибров-скоб и контркалибров
4. Расчет и выбор посадок
подшипников качения
Исходные данные для расчета
приведены в таблице 4
Таблица 4 - Исходные данные
Подшипник
|
Нагрузка
R, Н
|
Остальные
данные
|
5-405
|
3200
|
Вращается
корпус. Нагрузка с толчками и вибрацией, перегрузка до 150%. Вал сплошной.
Корпус стальной, неразъемный.
|
Устанавливаем характер нагружения колец
подшипника.
Внутреннее кольцо - местное.
Наружное кольцо - циркуляционное.
По ГОСТ 8338-75 определяем основные размеры
подшипника:
наружный диаметр D
= 80 мм;
внутренний диаметр d
= 25 мм;
ширина B
= 21 мм;
радиус закругления r
= 2,5 мм.
Рассчитываем интенсивность нагрузки на
циркуляционно-нагруженное кольцо.
PR
= R / b
· Kn · F
· FA, (31)
где R
- радиальная нагрузка на опору, Н;
b - рабочая ширина
посадочного места, м;
Kn - динамический
коэффициент посадки;
F - коэффициент,
учитывающий степень ослабления посадочного натяга;
FA
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения радиальной нагрузки
PR
= 3200 / 0,016 · 1 · 1 · 1 = 200 кН/м
По ГОСТ 3325-85 подбираем посадки для колец
подшипника:
- Ø80 K6/l5;
- Ø25 L5/h5.
Определяем отклонения для колец подшипника и
деталей (вал и корпус):
- Ø80 К6 / l5-0,006;
- Ø25 L5-0,009
/ h5-0,009.
Построим схему расположения полей
допусков сопрягаемых диаметров.
Рисунок 7 - схема расположения полей
допусков корпуса и наружного кольца подшипника.
Рисунок 8 - схема расположения полей
допусков вала и внутреннего кольца подшипника.
5. Выбор посадок шпоночных
соединений
Исходные данные для расчета
приведены в таблице 5
Таблица 5 - Исходные данные
Диаметр
вала d, мм
|
Вид
соединения
|
Конструкция
шпонки
|
34
|
свободное
|
призматическая
|
В зависимости от диаметра вала и конструкции
шпонки определяем основные размеры шпонки, шпоночных пазов вала и втулки.
Сечение шпонки b×h×l
10×8×32
мм.
Для вала t1
- 5+0,2 мм.
Для втулки t2
- 3,3+0,2 мм.
Радиус закругления r
или фаска C×45º - 0,4
мм.
Определяем поля допусков сопрягаемых и
несопрягаемых размеров и записываем посадки шпоночного соединения.
Сопрягаемые размеры:
ширина шпонки 10h9-0,036
мм;
ширина паза на валу 10H9+0,036
мм;
- ширина паза во втулке 10D10 мм.
высота шпонки 8h11-0,09
мм;
глубина паза на валу 5+0,2
мм;
глубина паза во втулке 3,3+0,2
мм.
Определяем предельные размеры.
Для шпонки
dmax = b + es, (30)
где b - ширина
шпонки, мм;
es - верхнее
отклонение шпонки, мм
dmax = 10 + 0 =
10 мм
dmin = b + ei, (31)
где ei - нижнее
отклонение шпонки, мм
dmin = 10 -
0,036 = 9,964 мм
Для паза вала
Dmax = b + ES, (32)
где ES - верхнее
отклонение паза вала, мм
Dmax = 10 +
0,036 = 10,036 мм
= b + EI,
(33)
где EI
- нижнее отклонение паза вала, мм
Dmin = 10 -
0,036 = 9,964 мм
Для паза втулки
Dmax = b
+ ES, (34)
где ES
- верхнее отклонение паза втулки, мм
Dmax = 10 + 0,098 = 10,098 мм
= b + EI, (35)
где EI
- нижнее отклонение паза втулки, мм
Dmin = 10 + 0,04
= 10,04 мм
Строим в масштабе схему расположения полей
допусков шпоночного соединения.
Рисунок 9 - схема расположения полей
допусков шпоночного соединения
Определяем характеристики шпоночного
соединения (предельные зазоры).
Между шпонкой и пазом вала
Smax = Dmax - dmin, (36)
Smax =
10,036 - 9,964 = 0,072 мм
= Dmin -
dmax, (37)
= 10 - 10 = 0
Между шпонкой и пазом втулки
Smax = Dmax
- dmin, (38)
= 10,098 -
9,964 = 0,134 мм
= Dmin -
dmax, (39)
= 10,04 - 10 = 0,04 мм
6. Расчет размерных цепей
Исходные данные для расчета
приведены в таблице 6
Таблица 6 - Исходные данные в миллиметрах
Замыкающий
размер
|
Составляющие размеры
|
Метод
решения
|
Способ
распределения допуска
|
Процент
риска
|
АΔ
|
А1
|
А2
|
А3
|
А4
|
А6
|
А7
|
Вероятн.
|
Равных
допусков
|
0,27
|
0+0,3
|
8
|
1,2
|
160
|
32
|
60
|
10
|
|
|
|
Исходный эскиз для расчета представлен на рисунке
10
Рисунок 10 - Размерная цепь
Составим схему размерной цепи
Рисунок 11 - Схема размерной цепи
Определим номинальный размер
неизвестного составляющего звена
А5 = (А2 + А3
+ А2) - (А1 + А0 + А4 + А6
+ А7 + А4 + А1) =
(1,2 + 160 + 1,2) - (8 + 0 + 32 + 60
+ 10 + 32 + 8) = 12,4 мм
Определяем средний допуск
ТАср = ТАΔ / tΔ , (42)
где ТАΔ - допуск
замыкающего звена, мкм;
tΔ -
коэффициент риска;
λj -
коэффициент относительного рассеивания.
ТАср = 300 / 3 = 300 мкм
Полученный средний допуск
корректируем по ГОСТ 25346-89 так, чтобы выполнялось условие
ТАΔ ≥ ΣТАј, (43)
А1 = 8+0,036
мкм;
А2 = 1,2+0,025
мкм;
А3 = 160+0,063
мкм;
А4 = 32+0,039
мкм;
А5 = 12,4+0,043
мкм;
А6 = 60+0,046
мкм;
А7 = 10+0,036
мкм.
Условие (43) выполняется т.к. 0,3 ≥
0,288.
Проверим правильность назначения
допусков.
ТАΔ ≥ tΔ, (44)
ТАΔ > 3 = 0,013 мм
Допуски на составляющие звенья
назначены правильно т.к. 0,3 > 0,013.
Заключение
При выполнении курсовой работы я
научилась пользоваться справочной литературой, таблицами ГОСТ. Получила более
полное представление о конструкции калибр-пробки и калибр-скобы. Я освоилась с
самостоятельным выбором посадок для различных соединений.
Список использованных источников
1. Взаимозаменяемость,
стандартизация и технические измерения: Методические указания по выполнению
курсовой работы /Составитель: Веснушкина Н.Н./ Изд-во Мордовского ун-та.
Саранск, 1994.
. Допуски и посадки: Справочник: В 2
ч. /Под ред. В.Д. Мягкова. 5-е изд., переработанное и дополненное Л.:
Машиностроение. Ленингр. Отделение, 1978.
. ГОСТ 18538-73 - ГОСТ 18369-73.
Калибры - скобы для диаметров от 1 до 360 мм. Конструкция и размеры.
. ГОСТ 14807-69 - ГОСТ 14827-69.
Калибры - пробки гладкие диаметром от 1 до 360 мм. Конструкция и размеры.
. ГОСТ 23360-78. Соединения
шпоночные с призматическими шпонками. Размеры, допуски и посадки.