На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


курсовая работа Нормирование показателей качества деталей машин

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 26.04.2012. Сдан: 2011. Страниц: 19. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Министерство сельского хозяйства РФ 

Федеральное государственное образовательное  учреждение
высшего профессионального образования  

«Курская  государственная сельскохозяйственная академия
имени профессора И.И.Иванова» 
 
 
 

     Кафедра стандартизации и сертификации 
 

     К У Р С О В  А Я     Р А Б О Т  А
     по  дисциплине: «Взаимозаменяемость» 

на тему: «Нормирование показателей качества деталей машин» 
 
 
 
 

                                          Выполнил:
                                          Студентка 2 курса 10 группы
                                          инженерного факультета
                                          П.О.Шишкин  

                                          Проверил:
                                          Старший преподаватель кафедры
                                          стандартизации и сертификации
                                          Т.В. Николаенко 
 

     Курск  2008
 

Аннотация 

     Данная  курсовая работа по дисциплине «Взаимозаменяемость» написана на тему «Нормирование показателей  качества деталей машин»
     Цель  курсовой работы - освоить принципы выбора, расчета и назначения посадок гладких цилиндрических, стандартных и других соединений, а также основы выполнения чертежей сборочных деталей и схематического изображения допусков и посадок соединений.
     Курсовая  работа состоит из пояснительной  записки и графической части. Объем пояснительной записки составляет 43 листа формата А4. В ней произведен расчет параметров посадок гладких соединений: посадки с натягом, посадки с зазором, переходной посадки; выбраны и рассчитаны посадки для подшипника качения №310, для шпоночного и шлицевого соединений, а также произведен расчет параметров резьбового соединения. Объем графической части составляет 4 листа формата A3. На листе 1 изображен сборочный чертеж, с указанием выбранных и рассчитанных посадок гладких цилиндрических и стандартных деталей. На листе 2 изображены схемы полей допусков для посадок гладких цилиндрических соединений (посадка с зазором, посадка с натягом, переходная посадка) по данным решения заданий 2 и 3, а также изображены наружное и внутреннее кольца подшипника со схемами полей допусков для их посадок - по данным решения задания 4. Для каждого соединения указаны: номинальный диаметр, предельные отклонения обеих деталей, наибольший и наименьший предельные размеры, допуски деталей, характеристики посадки. На листе 3 изображено шпоночное соединение (сопряжение деталей) и шлицевое соединение (сопряжение деталей), с указанием всех необходимых размеров с их отклонениями, а также выбранных и рассчитанных посадок - по данным решения заданий 6 и 7. Также изображены схемы полей допусков для полей допусков для посадок: шпонка-вал, шпонка-втулка, внутренний диаметр шлицевого соединения, наружный диаметр шлицевого соединения и ширина шлица, с указанием номинального размера, предельных отклонений обеих деталей, наибольшего и наименьшего предельного размера, допусков деталей и характеристик посадок. На листе 4 изображена схема полей допусков резьбового соединения (сопряжение деталей) с указанием всех необходимых параметров и размеров с их отклонениями: среднего, наружного и внутреннего диаметров, шага резьбы, предельных отклонений обеих деталей и допусков деталей по всем диаметрам - по данным решения задания 5. Подписаны наименования деталей («гайка», «болт») с указанием их стандартного обозначения.
 

     
СОДЕЖАНИЕ 

Введение………………………………………………………………………………………..5 

1 Условные обозначения……………………………………………………………………...6 

2 Расчет параметров  посадок гладких соединений…………………………………………7
2.1 Расчет посадки  с натягом…………………………………………………………………7
2.1.1 Основные  теоретические положения…………………………………………………..7
2.1.2 Выбор и расчет посадки с натягом……………………………………………………..8
2.2 Расчет посадки  с зазором…………………………………………………………………11
2.2.1 Основные  теоретические положения………………………………………………….11
2.2.2 Расчет параметров  посадки с зазором…………………………………………………12 

3 Расчет параметров переходной посадки…………………………………………………..14
3.1 Основные теоретические  положения……………………………………………………14
3.2 Расчет параметров  переходной посадки………………………………………………...15
3.3 Вероятностный  расчет переходной посадки…………………………………………....17 

4 Выбор и расчет  посадок для подшипников качения……………………………………..20
4.1 Основные теоретические  положения…………………………………………………...20
4.2 Выбор и  расчет посадок для подшипников  качения №310……………………………22
4.3 Расчет параметров  посадки внутреннего кольца подшипника  на вал………………..22
4.4 Расчет параметров  посадки наружного кольца подшипника  в корпус……………….24 

5 Выбор и расчет  посадок шпоночного соединения  ………………………………………26
5.1 Основные теоретические положения…………………………………………………...26
5.2 Исходные данные  для расчетов…………………………………………………………27
5.3 Выбор и  расчет параметров шпоночного  соединения………………………………....27 

6 Выбор и расчет  посадок шлицевого соединения………………………………………...32
6.1 Основные теоретические  положения…………………………………………………...32
6.2 Исходные данные  для расчета…………………………………………………………...33
6.3 Выбор и  расчет посадок шлицевого соединения……………………………………….34
6.3.1 Расчет параметров  посадки по внутреннему диаметру………………………………34
6.3.2 Расчет параметров  посадки по наружному диаметру………………………………...35
6.3.3 Расчет параметров  посадки по ширине шлица ………………………………………36 

7 Взаимозаменяемость  и нормирование точности крепежной  резьбы…………………...38
7.1 Основные теоретические  положения…………………………………………………...38
7.2 Исходные данные  для расчета…………………………………………………………...39
7.3 Расчет параметров резьбового соединения……………………………………………..40
7.3.1 Номинальные  значения диаметров……………………………………………………40
7.3.2 Предельные  диаметры болта…………………………………………………………...40
7.3.3 Предельные  диаметры гайки…………………………………………………………...41 

Список  использованной литературы………………………………………………………...42 
ВВЕДЕНИE 

      Повышение уровня качества продукции по-прежнему является важнейшей задачей машиностроения. Качество продукции определяется строгим соответствием требованиям нормативных документов, а именно: с требованиями по точности размеров, формы и расположения поверхностей, а также по параметрам шероховатости.
      Повышение качества выпускаемой продукции  связано с выбором необходимой точности изготовления изделий, расчетом размерных цепей, выбором шероховатости поверхностей, а также выбором допусков отклонений от геометрической формы и расположения поверхностей.
      Большое значение для развития машиностроения имеет организация производства машин и других изделий на основе взаимозаменяемости, создание и применение надежных средств технических измерений и нормализующего контроля.
      Цель  данной курсовой работы - освоить принципы выбора, расчета и назначения посадок гладких цилиндрических, стандартных и других соединении, а также основы выполнения чертежей сборочных деталей и схематического изображения допусков и посадок соединении.
      К задачам выполнения курсовой работы можно отнести:
      •   выбор посадок гладких цилиндрических соединений:
      •   расчет параметров посадок гладких цилиндрических соединений:
      •   расчет и выбор посадки с натягом и ее параметров:
      •   расчет и выбор посадок подшипника качения №306:
      •   выбор посадок резьбового соединения и расчет их параметров:
      •   выбор посадок шпоночного соединения и расчет их параметров:
      •   выбор посадок шлицевого соединения и расчет их параметров:
      •   расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости. 
 
 
 

1 УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ 

D – номинальный диаметр отверстия;
d – номинальный диаметр вала;
Dmax – наибольший предельный диаметр отверстия;
dmax - наибольший предельный диаметр вала;
Dmin – наименьший предельный диаметр отверстия;
dmin - наименьший предельный диаметр вала;
ES, es – верхнее предельное отклонение отверстия и вала соответственно;
EI, ei – нижнее предельное отклонение отверстия и вала соответственно;
Ec, ec – координата середины поля допуска отверстия и вала соответственно;
TD, Td – допуск отверстия и вала соответственно;
T(S) – допуск зазора;
T(N) – допуск натяга;
T(S, N) – допуск зазора (натяга);
Smax, Smin – зазор в посадке соответственно максимальный и минимальный;
Nmax, Nmin – натяг в посадке соответственно максимальный и минимальный;
Ec, ec– координаты середины поля допуска линейного размера;
ES, es – верхнее предельное отклонение линейного размера;
EI, ei - нижнее предельное отклонение линейного размера. 
 
 
 
 

 

2 РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПОСАДОК ГЛАДКИХ СОЕДИНЕНИЙ 

     2.1 Расчет посадки с натягом 

      2.1.1 Основные теоретические  положения 

      Посадки с натягом предназначены для  неподвижных неразъемных соединений (или разбираемых лишь в отдельных случаях при ремонте) соединений деталей, как правило, без дополнительного крепления винтами, штифтами, шпонками и т.п. Относительная неподвижность деталей при таких посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций и их контактных поверхностей. При прочих равных условиях напряжения пропорциональны натягу. В большинстве случаев посадки с натягом вызывают упругие деформации контактных поверхностей. Посадки с натягом позволяют упростить конструкцию и сборку деталей и обеспечивают высокую степень их центрирования.
      Расчет  посадок с натягом (посадок с упругой связью) выполняется с целью обеспечить прочность соединения, т.е. отсутствие смещений сопрягаемых деталей под действием внешних нагрузок и прочность сопрягаемых деталей.
      Посадка рассчитывается из условия передачи заданного крутящего момента при наименьшем (расчетном) натяге.
      При наибольшем натяге должна обеспечиваться прочность соединяемых деталей, т.е. наибольшее напряжение, возникающее в материалах деталей, не должно превышать допустимые значения, не должна разрушаться ни одна из деталей соединения и на поверхностях контакта не должно быть пластической деформации.
      При наименьшем значении расчетного натяга соединение должно надежно передавать требуемое осевое усилие и крутящий момент. 

      2.1.2 Выбор и расчет  посадки с натягом 

      ЗАДАНИЕ: Рассчитать и выбрать посадку с натягом в соединении, нагруженном крутящим моментом Mкр =1450 Н•м. Размеры соединения: D =0,035мм; l = 0,55мм; f = 0,1; d1 = 0мм; d2 = 0,250мм. Детали изготовлены из стали Ст45 (µ1 = 0,3; E1 = 2,1•1011 Н/м2; ?1 =3,33•108 Н/м2 ) и бронза АЖН–11-6-6 (µ2 = 0,35; E2 = 0,9•1011 Н/м2; ?2 = 3,43•108 Н/м2).
      РЕШЕНИЕ:
      Для заданных материалов и размеров соединяемых деталей натяг зависит от pэ - эксплуатационного удельною давления на контактных поверхностях соединения, которое определяют из условия обеспечении неподвижности соединяемых деталей при эксплуатации, т.e. из условия прочности соединения. Относительного смешения деталей в соединении при нагружении крутящим моментом Мкр не произойдет, если расчетное усилие равно или меньше возникающих на поверхности сил трения
               Мкр ? ?D2lpf/2    ( 1 ) [1, с. 333]
Откуда
                    (2) [1, с. 333]
где ?Dl – номинальная площадь контакта сопрягаемых деталей


      Определяем  значение минимального расчетного натяга:
                   (3) [1, с. 334]
где C1 и C2 – коэффициенты, определяемые по формулам:
                    (4) [1, с.334]
где ?1 – коэффициент Пуассона, ?1 = 0,3 (для стали)

                   (5)[1, с. 334]
где ?2 – коэффициент Пуассона, ?2 = 0,35 (для бронзы)


      Определяем  допустимые значения давления на поверхностях вала и втулки:
Для втулки:
                 (6) [1, с. 336]
где   - предел текучести материалов втулки при растяжении

Для вала:
                  (7) [1, с. 336]
где   - предел текучести материалов вала при растяжении

      Определяем  максимально допустимый натяг для  данного сопряжения:
                   (8) [1, с. 336]

      На  прочность соединения вала и отверстия  оказывает существенное влияние  высота микронеровностей. Для расчета компенсации влияния микронеровностей воспользуемся следующей формулой:
                  (9) [2, с.68]
где Rzd1 и Rzd2 – параметры шероховатости поверхности втулки и вала
      K1 и K2 – коэффициенты, учитывающие высоту смятия неровностей отверстия втулки и вала:
             K1 = 0,7, K2 = 0,7     [3, с.225]

      Определяем  величину натягов для выбора посадки:
            (мкм) (10)[2, с. 69]
            (мкм) (11)[2, с. 69]
      Выбираем  стандартную посадку по таблицам ГОСТ 25347-82:
      54 ? 116; 27 ? 25,52
      Условие Nmax ? Nmaxрасч, Nmin ? Nminрасч  соблюдается, посадка рассчитана верно.
      O
 

 

       2.2 Расчет параметров  посадки с зазором 

      2.2.1 Основные теоретические  положения 

      Посадки с зазором предназначены для подвижных и неподвижных соединений деталей. В подвижных соединениях зазор служит для обеспечения свободы перемещения, размещения слоя смазки, компенсации температурных деформаций, а также компенсации отклонении формы и расположения поверхностей, погрешности сборки и др.
       В неподвижных соединениях посадки с зазором применяются для обеспечения беспрепятственной сборки деталей (в особенности сменных). Их относительная неподвижность обеспечивается дополнительным креплением шпонками, винтами, болтами, штифтами и т.п. Выбор посадки для неподвижного соединения производится таким образом, чтобы наименьший зазор обеспечивал компенсацию отклонений формы и расположения сопрягаемых поверхностей, если они не ограничиваются полями допусков размеров этих поверхностей. Кроме того, наименьший зазор должен включать, если это необходимо, запас на регулирование взаимного расположения деталей в сборе, их центрирование и т.п., а также запас на свободное вхождение одной детали в другую, что особенно важно в условиях автоматической сборки. Наибольший зазор в посадках неподвижных соединений определяется из допустимого эксцентриситета e или смещения осей (плоскостей симметрии) сопрягаемых деталей, который может быть ограничен либо требованиями к точности механизма, либо для уменьшения динамических воздействий (вибраций, ударов и т.п.)
       Посадки H/e; E/h-«легкоходовые». Характеризуются значительным гарантированным зазором (вдвое большим, чем для ходовых посадок), обеспечивающим свободное вращательное движение при повышенных режимах работы или осложненных условиях монтажа - разнесенные опоры, многоопорные валы, увеличенная длина соединения. Применяются в неподвижных соединениях  для деталей, требующих значительных зазоров пи установках и регулировках. 

      2.2.2 Расчет параметров  посадки  O 20  

      Рассчитаем параметры посадки O 20
      1 Определяем предельные размеры отверстия O 20 H7
ES = +0,040мм
EI = 0мм
Наибольший диаметр  отверстия Dmax:
               (12) [1, с. 16]
Наименьший диаметр  отверстия Dmin:
                 (13) [1, с.16]
      2 Определяем допуск отверстия TD:
                (14) [1, с.16]
      3 Координата середины поля допуска отверстия Ec:
                (15) [1, с.16]
      4 Основное отклонение поля допуска отверстия: EI=0
      5 Средний диаметр:

      6 Определяем предельные размеры вала O 20 e7:
es = -0.085мм
ei = -0.125мм
Наибольший диаметр  вала dmax:
                (16) [1, с. 16]
Наименьший диаметр  вала dmin:
                (17) [1, с. 16]
      7 Определяем допуск вала Td:
                (18) [1, с. 16]
      8 Координата середины поля допуска вала ec:
               (19) [1, с. 16]
      9 Средний диаметр:

      10 Определяем предельные значения зазоров: O 20
Наибольший зазор  Smax:
          (20) [1, с. 17]
Наименьший зазор  Smin:
              (21) [1, с. 17]
      11 Допуск посадки (допуск зазора):
              (22) [1, с. 17] 

 

       3 РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПЕРЕХОДНОЙ ПОСАДКИ 

      3.1.1 Основные теоретические положения 

      Переходные  посадки предназначены для неподвижных, но разъемных соединений деталей и обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей. Для них характерна возможность получения как натягов, так и зазоров. Натяги, получающиеся в переходных посадках, имеют относительно малую величину и обычно не требуют проверки деталей па прочность, за исключением отдельных тонкостенных деталей. Эти натяги недостаточны для передачи соединением значительных крутящих моментов или усилий. К тому же получение натяга в каждом из собранных соединений без предварительной сортировки деталей не гарантировано. Поэтому переходные посадки применяют с дополнительным креплением соединяемых деталей шпонками, штифтами, винтами и др. Иногда эти посадки применяют без дополнительного крепления. Зазоры, в отдельных случаях получающиеся в переходных посадках также относительно малы, что предотвращает значительное смещение (эксцентриситет) соединяемых деталей.
      Переходные  посадки установлены в относительно точных квалитетах: валы в 4-7-м, отверстия  в 5-8-м. Отверстие в переходных посадках, как правило, принимают на один квалитет грубее вала. Основной ряд переходных посадок образуется валами 6-го квалитета  и отверстиями 7-го квалитета (в этих квалитетах установлены предпочтительные поля допусков для переходных посадок). Для более точных посадок характерно повышение точности сборки: абсолютные значения наибольших натягов и зазоров уменьшается, благодаря чему возрастает точность центрирования и снижается сборочное усилие. Вероятности получения зазоров и натягов остаются теми же, что и для одновременных посадок средней точности, в отдельных случаях вероятность получения натяга увеличивается. Для менее точных посадок (сочетание отверстий 8-го квалитета с валами 7-го квалитета) вероятность получения зазора сохраняется той же или увеличивается (соединение получается менее прочным). Абсолютные значения наибольших натягов и зазоров увеличиваются, т.е. снижается точность центрирования и увеличивается максимальное усилие сборки. В отдельных случаях возможно применение переходных посадок с другим соотношением допусков отверстия и вала (квалитет отверстия либо равен квалитету вала, либо на два квалитета грубее, чем у вала).
      Посадки Js/h – «плотные». Для этих посадок более вероятно получение зазора, но возможны и небольшие натяги (до половины допуска вала), поэтому при сборке и разборке необходимо предусматривать применение усилий; обычно достаточно использование деревянного молотка. Плотные посадки применяются в том случае, если при центрировании деталей допускаются небольшие зазоры или требуется обеспечить легкую сборку, при необходимости в частых сборках и разборках, например для сменных деталей. Эти посадки применяют взамен напряженных при относительно большой длине соединения (свыше трех – четырех диаметров) или когда сборка и разборка затруднена компоновкой узла, массой и размерами деталей. Сборочные единицы, образованные деталями, соединяемыми по плотной посадке, обычно либо неподвижны, либо перемещаются с малой скоростью при небольшой массе деталей. В отдельных случаях эти посадки применяют для плотных подвижных соединений, когда детали должны перемещаться относительно друг друга без ощутимого качания (при этом необходим подбор деталей по размеру, исключающий натяг). 

3.1.2 Расчет параметров посадки O
1 Определяются предельные размеры отверстия O 58 Js8
ES = + 0.023мм
EI = - 0.023мм
Наибольший диаметр  отверстия Dmax:
      Dmax = D + ES = 58 + 0.023 = 58.023 (мм)    (23) [1, с. 16]
Наименьший диаметр  отверстия Dmin:
      Dmin = D + EI = 58 - 0.023 = 57.977(мм)    (24) [1, с. 16]
2 Определяется допуск отверстия TD:
      TD = ES – EI = 0.023 + 0.023 = 0.046(мм)    (25)[1, с. 16]
3 Координата середины поля допуска отверстия Ec:
             (26)[1, с. 16]
4 Средний диаметр: Dm = D + Ec = 58 + 0 = 58(мм)
5 Определяются предельные размеры вала O 58 h7
es = 0 мм
ei = - 0,030 мм
Наибольший диаметр  dmax:
      dmax = D + es = 58 + 0= 58(мм)     (27) [1, с. 16]
Наименьший диаметр  вала dmin:
      dmin = D + ei = 58 - 0.030 = 57.97(мм)    (28) [1, с. 16]
6 Определяется допуск вала Td:
      Td = es – ei = 0+ 0.030 = 0.030(мм)     (29)[1, с. 16]
7 Координата середины поля допуска вала ec:
             (30)[1, с. 16]
8 Средний диаметр: dm = D + ec = 58 – 0,015 = 57,985(мм)
9 Определяются предельные значения зазоров и натягов: O
Наибольший зазор Smax:
      Smax = Dmax - dmin =58.023 – 57.97 = 0.053(мм)   (31)[1, с.17]
Наибольший натяг  Nmax:
      Nmax = dmax - Dmin = 58 – 57,977 = 0,023(мм)    (32)[1, с.18]
10 Допуск посадки:
      T(S,N) = TD + Td = 0.046 + 0.030 = 0.076(мм)    (33)[1, с.18] 

      3.1.3 Вероятностный расчет посадки O
      Легкость  сборки и разборки соединений с переходными  посадками, а также характер этих посадок определяются вероятностью получения в них зазоров и натягов. Считаем, что рассеяние размеров отверстия и вала подчиняется закону нормального распределения и допуск деталей равен полю рассеяния, т.е Td = 6?        (34)[1, с. 19]
Для отверстия: ?D = TD / 6       (35)[1, с. 19]
      ?D = 0.046 / 6 = 0,008(мкм)
Для вала: ?d = Td / 6        (36)[1, с. 19]
      ?d = 0.030 / 6 = 0,005(мкм)
Среднее квадратическое отклонение посадки:
          (37)[1, с. 19]
Smax > Nmax
0.053 > 0.023
При средних  значениях размеров отверстия и вала получается зазор:
      Sm = Ec – ec = 0 + 0.015 = 0.015(мкм)    (38)[1, с. 19] 

 

      Заштрихованная  площадь – вероятность получения  соединений с зазором.
      Вычислим  вероятность того, что значения зазора находиться в пределах от 0 до 0,015 мкм, т.е найдем площадь, ограниченную линией симметрии кривой и ординатой, расположенной на расстоянии 0,015 мкм от линии симметрии.
      Для этого найдем значение интегральной функции вероятности Ф(Z) для аргумента

x = Sm = 0.015мкм
?? = ?п = 0,009 мкм


Ф(1,7) = 0,4554
Вероятность получения  зазора в соединении:
        или 95,54%   (39)[1, с. 320]
Вероятность получения  натяга в соединении:
        или 4,46%    (40)[1, с. 320]
Вероятностный натяг:
               (мкм)
Вероятностный зазор:
               (мкм) 

 

4 ВЫБОР И РАСЧЕТ ПОСАДОК ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 

      4.1 Основные теоретические положения 

      Подшипники  качения наиболее распространенные стандартные сборочные единицы, изготовляемые на специализированных заводах. Они обладают полной внешней взаимозаменяемостью по присоединительным поверхностям, определяемым наружным диаметром D наружного кольца и внутренним диаметром d внутреннего кольца, и неполной внутренней взаимозаменяемостью между телами качения и кольцами. Вследствие малых допусков зазоров и малой допускаемой размерности комплекта тел качения кольца подшипников и тела качения подбирают селективным методом. Полная взаимозаменяемость по присоединительным поверхностям позволяет быстро монтировать и заменять, изношенные подшипники качения при сохранении их хорошего качества; при несоблюдении полной взаимозаменяемости качество подшипников ухудшается.
      Качество  подшипников при прочих равных условиях определяется:
      1) точностью присоединительных размеров  d, D, ширины колец B, а для роликовых радиально-упорных подшипников еще и точностью монтажной высоты T; точностью формы и взаимного расположения поверхностей колец подшипников и их шероховатости; точностью формы и размеров тел качения в одном подшипнике и шероховатостью их поверхностей;
      2) точностью вращения, характеризуемой  радиальным и осевым биениями  дорожек качения и торцов колец. 
      В зависимости от указанных показателей  точности по ГОСТ 520-71
(СТ  СЭВ 774-77) установлено пять классов  точности подшипников, обозначаемых (в порядке повышения точности) 0; 6; 5; 4; 2.
      Класс точности подшипника выбирают исходя из требований, предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма. Для большинства механизмов общего назначения применяют подшипники класса точности 0. Подшипники более высоких классов точности применяют при больших частотах вращения и в случаях, когда требуется высокая точность вращения вала. В гироскопических и других презцизионных приборах и машинах используют подшипники класса 2.
      Подшипники  изготовляют с отклонениями размеров внутреннего и наружного диаметров, не зависящих от посадки, по которой  их будут монтировать. Для всех классов точности верхнее отклонение присоединительных диаметров принято равным нулю. Таким образом, диаметры наружного кольца D и внутреннего кольца d приняты соответственно за диаметры основного вала и основного отверстия, а следовательно, посадку соединения наружного кольца с корпусом назначают в системе вала, а посадку соединения внутреннего кольца с валом – в системе отверстия.
      Посадку подшипника качения на вал и в  корпус выбирают в зависимости от типа и размера подшипника, условий его эксплуатации, значения и характера действующих на него нагрузок и вида  нагружения колец. Согласно ГОСТ 3325-55 (СТ СЭВ 773-77) различают три основных вида нагружения колец: местное, циркуляционное и колебательное.
      При местном нагружении кольцо воспринимает постоянную по направлению результирующую радиальную нагрузку F лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему участку посадочной поверхности вала или корпуса. Такое нагружение возникает, например, когда кольцо не вращается относительно нагрузки.
      При циркулярном нагружении кольцо воспринимает результирующую радиальную нагрузку F последовательно всей окружностью дорожки качения и передает ее всей посадочной поверхности вала или корпуса. Такое нагружение кольца получается при его вращении и постоянно направленной нагрузке F или, наоборот, при радиальной нагрузке F , вращающейся относительно рассматриваемого кольца.
      При колебательном нагружении невращающееся кольцо воспринимает равнодействующую F двух радиальных нагрузок (F -постоянна по направлению, F вращается, причем F >F ) ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности вала или корпуса. 

      4.2 Выбор и расчет  посадок для подшипников  качения № 310 

      Поскольку  внутреннее кольцо вращается относительно нагрузки, то оно
воспринимает циркуляционное нагружение. Наружное кольцо не вращается относительно нагрузки и поэтому воспринимает местное нагружение. Для обеспечения равномерного износа беговых дорожек, как наружного, так и внутреннего кольца выберем посадки, соответствующие следующим данным:
    Величина радиальной нагрузки, действующей на опору: R = 3,3 кН
    Внутренний диаметр внутреннего кольца: d = 50 мм
    Наружный диаметр наружного кольца: D = 110 мм
    Ширина кольца подшипника: B = 27мм
    Монтажная фаска: r = 3 мм
 
      4.3 Определяем параметры  посадки внутреннего  кольца подшипника  на вал 

               (41)[3, с. 237]
Где R - радиальная нагрузка на опору;
К1 - динамический коэффициент, зависящий от характера нагрузки
( К1 = 1,8, т.к. нагрузка более 150%)
К2 - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга
при полом  вале пли тонкостенном корпусе (K2 = 1)
К3 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору (K3 = 1)
      b = B-2r         (42) [3, с.237]
      b = 27 - 2•3 =21 (мм)
В - рабочая ширина посадочного места
r - координата монтажной фаски внутреннею или наружного кольца
подшипника.
      
Расчет посадки  внутреннего кольца на вал O 50
1 Определяются предельные размеры отверстия  O 50 L0
ES = 0 мм
EI = - 0.012 мм
Наибольший диаметр  отверстия Dmax:
      Dmax = D + ES = 50 + 0 = 50 (мм)     (43) [1, с. 16]
Наименьший диаметр  отверстия Dmin:
      Dmin = D + EI = 50 - 0.012 = 49.988 (мм)    (44) [1, с. 16]
2 Определяется допуск отверстия TD:
      TD = ES – EI = 0 + 0.012 = 0.012 (мм)    (45)[1, с. 16]
3 Координата середины поля допуска отверстия Ec:
             (46)[1, с. 16]
4 Основное отклонение поля допуска отверстия: ES = 0
5 Средний диаметр: Dm = D + Ec = 50 – 0.006 = 49.994 (мм)
6 Определяются предельные размеры вала O 50 js6
es = + 0,008 мм
ei = - 0,008 мм
Наибольший диаметр  dmax:
      dmax = D + es = 50 + 0.008= 50.008 (мм)    (47) [1, с. 16]
Наименьший диаметр  вала dmin:
      dmin = D + ei = 50 - 0.008 = 49.992 (мм)    (48) [1, с. 16]
7 Определяется допуск вала Td:
      Td = es – ei = 0.008 + 0.008 = 0.016 (мм)    (49) [1, с. 16]
8 Координата середины поля допуска вала ec:
             (50) [1, с. 16]
9 Средний диаметр: dm = D + ec = 50 + 0 = 50 (мм)
10 Определяются предельные значения зазоров и натягов: O
Наибольший зазор Smax:
      Smax = Dmax - dmin =50 - 49.992 = 0.008 (мм)   (51)[1, с.17]
Наибольший натяг  Nmax:
      Nmax = dmax - Dmin = 50.008 – 49.988 = 0, 02 (мм)    (52)[1, с.18]
11 Допуск посадки:
      T(S,N) = TD + Td = 0.012 + 0.016 = 0.028 (мм)    (53)[1, с.17] 

      4.4 Выбираем посадку  наружного кольца  подшипника в корпус  и производим расчет ее характеристик 

Расчет посадки  внешнего кольца O
1 Определяются предельные размеры отверстия O 110 Js6
ES = + 0.011 мм
EI = - 0.011 мм
Наибольший диаметр  отверстия Dmax:
      Dmax = D + ES = 110 + 0.011 = 110,011 (мм)   (54) [1, с. 16]
Наименьший диаметр  отверстия Dmin:
      Dmin = D + EI = 110 - 0.011 = 109,989 (мм)   (55) [1, с. 16]
2 Определяется допуск отверстия TD:
      TD = ES – EI = 0.011 + 0.011 = 0.022 (мм)    (56)[1, с. 16]
3 Координата середины поля допуска отверстия Ec:
             (57)[1, с. 16]
4 Средний диаметр: Dm = D + Ec = 110 + 0 = 110 (мм)
5 Определяются предельные размеры вала O 110 l0
es = 0 мм,
ei = - 0,015 мм
Наибольший диаметр  dmax:
      dmax = D + es = 110 + 0= 110 (мм)     (58) [1, с. 16]
Наименьший диаметр вала dmin:
      dmin = D + ei = 110 - 0.015 = 109.985 (мм)    (59) [1, с. 16]
6 Определяется допуск вала Td:
      Td = es – ei = 0 + 0.015 = 0.015 (мм)     (60)[1, с. 16]
7 Координата середины поля допуска вала ec:
            (61)[1, с. 16]
8 Средний диаметр: dm = D + ec = 110 – 0,0075 = 109.9925 (мм)
9 Определяются предельные значения зазоров: O
Наибольший зазор Smax:
      Smax = Dmax - dmin =110.011 – 109.985 = 0.026 (мм)  (62)[1, с.17]
Наибольший натяг  Nmax:
      Nmax = dmax - Dmin = 110 – 109.989 = 0,011 (мм)    (63)[1, с.18]
10 Допуск посадки (допуск зазора):
      T(S,N) = TD + Td = 0.022 + 0.015 = 0.037 (мм)    (64)[1, с.17] 

 

5 ВЫБОР И РАСЧЕТ  ПОСАДОК ШПОНОЧНОГО  СОЕДИНЕНИЯ 

      5.1 Основные теоретические  положения 

      Шпоночное соединение – соединение вала с отверстием детали (например шкива, зубчатого колеса и др.) с помощью шпонки, представляющей собой металлический брусок, помещаемый в пазы, выполненные на валу и во втулке (отверстие детали). Шпоночные соединения предназначены для соединения валов между собой с помощью муфт, а так же для соединения с валами, осями различных тел вращения.
      Стандартизированы шпоночные соединения с призматическими, сегментными и клиновыми шпонками. Чаще всего применяется группа ненапряженных  призматических и сегментных шпоночных соединений. Использование призматических шпонок дает возможность более точно центрировать сопрягаемые элементы и получать как неподвижные (в случае обыкновенных призматических шпонок), так и скользящие соединения (при использовании направляющих шпонок с креплением на валу). Сегментные шпонки позволяют получать только неподвижные соединения.
      Соединения  с клиновыми и тангенциальными  шпонками встречаются значительно  реже.  Например, клиновые шпонки недопустимы при высоких требованиях к соосности соединяемых деталей, так как смещают их геометрические оси на размер посадочного зазора. Эти соединения используются в тех случаях, когда подобные смещения осей не имеют существенного значения (шкивы, маховики и т.п.).
      Шпонки  обычно сопрягаются по ширине с валом по неподвижной посадке, а с втулками – по одной из подвижных посадок. Натяг необходим для того, чтобы шпонка не перемещалась при эксплуатации, а зазор – для компенсации неизбежных неточностей пазов и их перекоса. 

 

       5.2 Исходные данные для расчетов 

Диаметр вала      d = 7 мм
Вид соединения      плотный
Условия работы      точное центрирование
Тип шпонки      сегментная 

      5.3 Выбор и расчет  параметров шпоночного  соединения 

      Выбираем  номинальные размеры шпонки и  пазов под нее:
Высота шпонки      h = 3.7 мм
Ширина шпонки      b = 2 мм
Диаметр шпонки      d = 10 мм
Глубина паза на валу     t1 = 2,9 мм
Глубина паза на втулке     t2 = 1 мм
      Выбираем  поля допусков в сопряжениях шпонка – паз вала и шпонка – паз  втулки:
Поле допуска  шпонки:     h9
Поле допуска паза на валу:    P9
Поле допуска паза на втулке:    P9
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.