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:


Курсовик РАСЧТ И ВЫБОР ПОСАДОК ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ С НАТЯГОМ

Информация:

Тип работы: Курсовик. Предмет: Машиностроение. Добавлен: 04.03.2016. Страниц: 26. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):



ВВЕДЕНИЕ

Для повышения технического уровня и качества продукции, роста производительности труда, экономии трудовых и материальных ресурсов необходимо во всех отраслях народного хозяйства развивать и совершенствовать системы стандартизации на основе внедрения достижений науки, техники и практического опыта.
Сегодня, когда для производства одной машины необходима кооперация между сотнями предприятий различных отраслей промышленности, вопросы качества продукции невозможно решить без расширения работ по совершенствованию системы взаимозаменяемости, метрологического обеспечения, улучшения методов и средств контроля продукции. Поэтому подготовка современного инженера включает освоение широкого круга вопросов, связанных со стандартизацией, взаимозаменяемостью и техническими измерениями. Курс «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» является логическим завершением цикла общетехнических курсов теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, деталей машин. Если другие курсы цикла служат теоретической основой проектирования машин и механизмов, использования типовых деталей машин, расчетов их на прочность и жесткость, то данный курс рассматривает вопросы обеспечения точности геометрических параметров как необходимого условия взаимозаменяемости и таких важнейших показателей качества, как надежность и долговечность. Задачи повышения качества изготовления, эксплуатации и ремонта сельскохозяйственной техники можно рассматривать комплексно, используя принципы стандартизации, взаимозаменяемости и контроля установленных технических условий.
В результате изучения курса и в соответствии с квалификационной характеристикой инженер-механик сельского хозяйства должен знать: основные положения, понятия и определения в области стандартизации; государственную систему стандартизации и ее роль в ускорении научно-технического прогресса, интенсификации производства, повышении качества сельскохозяйственной техники и экономической эффективности ее использования; основные вопросы теории взаимозаменяемости и технических измерений, правила обозначения норм точности в конструкторской и технологической документации; методики расчета и выбора стандартных посадок типовых соединений деталей машин; расчет размерных цепей; устройство средств измерения линейных и угловых величин, их настройку, правила эксплуатации и методику выбора.


1. РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДОК ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ С НАТЯГОМ
Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных (или разбираемых в отдельных случаях при ремонте) соединений деталей. Иногда в таких соединениях используют дополнительное крепление винтами, штифтами, шпонками. Относительная неподвижность деталей обеспечивается за счет сил сцепления (трения), возникающих на контактирующих поверхностях вследствие их деформации, создаваемой натягом при сборке соединения.
Расчет посадок с натягом выполняется с целью обеспечить прочность со-единения и прочность сопрягаемых деталей. Иными словами, к посадкам с натягом предъявляются два основных требования:
1. Посадка должна гарантировать относительную неподвижность соединяемых деталей при наименьшем действительном натяге Nmin , необходимом для восприятия и передали внешних нагрузок;
2. Обеспечить прочность соединяемых деталей при наибольшем действи-тельном натяге Nmax при котором будут отсутствовать пластические деформации.
Для расчёта и выбора посадок с натягом необходимо иметь дан-ные.Приводим их числовые значения:
Номинальный диаметр соединения dH=0,085 м
Внутренний диаметр вала, d1= 0,01м
Наружный диаметр втулки, d2= 0,140 м
Передаваемый крутящий момент Мкр=1100 Нм
Длина соединения l= 80 м
Материал соединяемых деталей Сталь 40
Шероховатость поверхности втулки RzD=10 мкм
Шероховатость поверхности вала Rzd=6,3 мкм
Коэффициент трения f=0,1
Коэффициент Пуассона 0,3
Коэффициент трения f колеблется в широких пределах, потому что на прочность неподвижного соединения влияет много факторов. К ним относятся шероховатость поверхностей соединяемых деталей, скорость запрессовки, наличие масла и т. д. в практических расчетах коэффициент трения выбирается в зависимости от материала соединяемых деталей .
Так как у нас детали из стали выбираем f=0,1
По крутящему моменту и размерам соединения определяется величина наименьшего удельного давления между поверхностями соединения вала и втулки (рис. 1,1).

Рис 1,1 Соотношение размеров вала и отверстия для неподвижного соединения.
(1.1)
Pmin= (Н/м2)
После определения pmin находится величина наименьшего допустимого натяга:
(1.2)
где ED и Ed — модули упругости материала отверстия и материала вала, Н/м2.
Для углеродистых сталей Е = 2,0...2,1 •1011 Н/м2, для легированных Е —2,1-1011 Н/м2. Cd и СD- коэффициенты, определяемые по формулам
(1.3)
(1.4)

(мкм)
(мкм)
В приведенных формулах и -- коэффициенты Пуассона для материала отверстия и вала. Для стали 0,3, для чугуна и цветных металлов 0,25.
=15,50 10-6 (мкм)
С учетом наличия, шероховатости поверхностей соединяемых деталей определяется величина расчетного натяга Npac
Npac= Nmin+1.2(RzD+Rzd) (1.5)
Npac=15.50+1,2(10+6,3)=35,06 (мкм)
По таблице приложения 9 выбираем посадку, удовлетворяющая условию
Nmincт Npac (1.6)
Данному условию удовлетворяет стандартная посадка , у которой
NMINCT=36мкм. Условие соблюдается, т.е. 36>35,06.

По таблицам приложений 1 и 2 выбираем


Для указанной посадки:
Nmax = es— EI =0.093—0=0.093 (мм) (1.7)
Nmin =ei —ES = 0.071— 0.035 =0.036 (мм) (1.8)
Определяем предельные размеры и допуски на обработку деталей со-единения согласно выбранной посадке:
а) отверстия:
Dmах=DH+ES (1.9)
Dmах =85+0,035=85,035 (мм)
Dmin=DH+EI (1.10)
Dmin= 85+0 = 85 (мм);
TD = Dmax-Dmln=ES-EI ; (1.11)

TD-=85,035—85=0,035 (мм)
б) вала:
dmax = dH+es (1.12)
dmax =85+0.093 =85.093 (мм)
dmin = dH+ei (1.13)
dmin =85+0.071 =85.071 (мм)
Td = dmax-dmln=es-ei (1.14)
Td =85.093—85.071 =0,022(мм)
Определяем допуск посадки;
TN=Nmax-Nmin=TD+Td (1.15)
TN = 0.093-0.036 = 0.057 (мм).
После того, как выбрана посадка, определяется наибольшее удельное давление на сопрягаемых поверхностях при наибольшем натяге Nmincт выбранной посадки

(1.16)
=0,54 (Н/м2)
Определяется наибольшее напряжение во втулке, а также в случае полого вала проверяется на прочность и вал:
(1.17)
(1.18)
Проверка прочности втулки производится по условию
(1.19)
а в случае полого вала проводится проверка прочности вала по условию
(1.20)

1,17 (Н/м2)
(Н/м2)
Расчет посадок с натягом заканчивается определением усилия, необходимого при запрессовке вала во втулку при максимальном натяге:
(1.21)
=1383,6 102(Н)
Строим схему расположения полей допусков. Схема изображается в произвольном масштабе. Номинальному размеру соединения соответ-ствует нулевая линия, которая изображается горизонтально. Вверх от нее откладываются положительные отклонения размера, а вниз-отрицательные.
Вычерчиваем сборочный и подетальный эскизы соединяемых деталей с указанием посадки, предельных отклонений и шероховатости поверхно-стей.
Выбираем универсальные средства измерения соединяемых деталей, считая, что измерение производим в индивидуальном производстве.
Выбор универсальных измерительных средств производится с учетом метрологических, конструктивных и экономических факторов. При выбо-ре универсальных средств измерения необходимо, чтобы предельная по-грешность средств измерения lim равнялась или были бы меньше допу-стимой погрешности измерения . т. е. чтобы соблюдалось условие:

Для рассматриваемого соединения dH=85 мм, TD =35 мкм, Td =22 мкм, выбираем из таблицы приложения 3 для отверстия 85H7 = 9,0 мкм; для вала 85t6 = 5,0 мкм.
Этим требованиям соответствуют (приложение 4) для отверстия- нутромер индикаторный с измерительной головкой с ценной деления 0,001 мм, а для вала скоба рычажная с ценной деления 0,002 мм, харак-теристики которых заносим в табл. 1.1.

Таблица 1.1. Исходные данные и характеристика выбранных средств измерений

Де-таль Величина
допуска
детали, IT
детали,
мкм Допустимая по-грешность ,мкм Предель-ная по-грешность средств измерения ,мкм
Наименование измеритель-ных средств и их метроло-гическая характеристика
Отверстие 35 9.0 6,5 нутромер индикаторный с измерительной головкой с ценной деления 0,001 мм
Вал 22 5.0 4 скоба рычажная с ценной де-ления 0,002 мм

1.2 Расчет исполнительных размеров гладких калибров.

При изготовлении предельных калибров, их исполнительные размеры необходимо выдерживать в пределах допусков на калибры, установленных стандартами ГОСТ 24853 – 81 (СТ СЭВ 157 – 75).
Рассчитаем рабочие калибры для контроля деталей соединения:
O85

Так как для деталей, изготовленных с точностью выше 6 – 20 квалитетов (вал по IT7) контроль с помощью калибров (калибры скобы) осуществляется по отдельным, предельным и исполнительным размерам калибра пробки.
Определяем предельные и исполнительные размеры калибра – пробки. По приложению 2 для IT7 и интервала размеров 80 – 100 мм находим данные для расчета калибра – пробки:
H =6 мкм, Z =5 мкм,Y =4мкм.
Проходная сторона калибра – пробки:
ПРmax=Dmin + Z + H/2= 85 + 0,005 + 0,006/2= 85,008 мм (1.22)
ПРmin= Dmin + Z – H/2= 85 + 0,005 – 0,006/2= 85,002 мм (1.23)
ПРизм= Dmin – Y= 85 – 0,004=84,996 мм. (1.24)

Исполнительные размеры проходной и непроходной сторон ка-либра – пробки являются их наибольшие предельные размеры с допуском,
численно равным допуску на изготовление калибра (в минус).
Тогда для проходной стороны калибра – пробки исполнительный размер:
ПРисп=85,008-0,006 мм

Непроходная сторона калибра пробки:

НЕmax=Dmax + H/2=85,035 + 0,006/2= 85,038 мм. (1.25)
НЕmin= Dmax – H/2=85,035 – 0,006/2= 85,032 мм (1.26)
Тогда для непроходной стороны калибра – пробки исполнительный размер:
НЕисп=85,038 -0,006 мм.

Предельный исполнительный калибр – пробки сводим в таблицу 1.2
Определяем предельные и исполнительные размеры калибра – скобы. По приложению 1 для IT7 и интервала размеров 80 – 100 мм находим
данные для расчета калибра – скобы:
H1 =6 мкм, Z1 =5 мкм,Y1 =4мкм.
Проходная сторона калибра – скобы:

ПРmax=dmax - Z1 + H1/2= 85,093 - 0,005 + 0,006/2= 85,091 мм (1.27)
ПРmin= dmax - Z1 – H1/2= 85,093 - 0,005 – 0,006/2= 85,085 мм (1.28)
ПРизм= dmax + Y1= 85,093 + 0,004=85,097 мм. (1.29)

Исполнительный размер калибра- скобы проходной равен:
ПРисп=85,083+0,006мм
Непроходная сторона калибра – скобы:

НЕмах=dmin + H1/2= 85,071 + 0.006/2= 85,074 мм. (1.30)
НЕмin=dmin - H1/2= 85,071 - 0.006/2= 85,068 мм. (1.31)

Исполнительный размер калибра- скобы непроходной равен:
ПРисп=85,068+0,006мм
Вычерчиваем расположение полей допусков и допуски калибров для контроля отверстия и вала (лист 2).


Таблица 1.2. Размерные характеристики калибров
Контрольная деталь Значение элементов рабочих калибров
H,H1,мкм. Z,Z1,мкм. Y,Y1,мкм. Проходная сторона Непроходная сто-рона
Номиналь-ный размер Предельные размеры, мм. Исполнител-ьный размер Номиналь-ный размер Пре-дельные разме-ры,мм. Исполнител-ьный размер
ПРmax ПРmin ПР исп НЕmax НЕmin
Пробка
Отверстие 6 5 4 85 85,008 85,002 84,996 85,008-0,006 85 85,038 85,032 85,038-0,006
Скоба
Вал 6 5 4 85 85,091 85,085 85,097 85,083+0,006 85 85,074 85,068 85,068+0,006

2. РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

2.1. Общие сведения
Подшипники качения работают в самых разнообразных эксплуатацион-ных условиях и призваны обеспечивать требуемую точность и равномер-ность вращения подвижных частей машин. Являясь стандартными узлами, подшипники качения имеют полную внешнюю взаимозаменяемость по присоединительным поверхностям, определяемым наружным диаметром наружного и внутренним диаметром внутреннего колец. Полная взаимозаменяемость подшипников качения по присоединительным поверхностям обеспечивает их легкий и быстрый монтаж и демонтаж при одновременном сохранении хорошего качества узлов машин.
Качество самих подшипников качения определяется рядом показателен, в зависимости от величины которых стандартами ГОСТ .520—71 установлены пять классов точности, обозначаемых в порядке повышения точности: О, 6, 5, 4 и 2. Класс точности подшипника выбирается исходя из требований, предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма. В машино- и приборостроении при средних и малых нагрузках, нормальной точности вращения обычно применяют подшипники класса точности O. Для тех же условий, но при повышенных требованиях к точности вращения используют подшипники класса точности 6. Подшипники классов точности 5 и 4 применяют только при больших скоростях и жестких требованиях к точности вращения, а класса точности 2 — лишь в особых случаях. Класс точности (кроме класса 0) указывают через тире перед условным обозначением подшипника, например: 6 - 310.
В целях сокращения номенклатуры подшипники изготовляются с отклонениями присоединительных диаметров, не зависящими от посадок, по которым они монтируются на валы и в корпуса. Это значит, что наружный диаметр наружного кольца и внутренний диаметр внутреннего кольца приняты соответственно за диаметры основного вала и основного отверстия и, следовательно, соединения наружного кольца с корпусом осуществляют по посадкам в системе вала, а внутреннего кольца с валом - по посадкам в системе отверстия. Диаметр отверстия внутреннего кольца, принятый за основное отверстие, имеет направление допуска, аналогичное направлению допуска основного вала. Перевернутое расположение поля допуска диаметра отверстия внутреннего кольца исключает необходимость разработки и применения специальных посадок для получения соединений колец с валами с небольшими натягами. В данном случае требуемые значения натягов обеспечиваются в результате использования стандартных переходных посадок по ГОСТ 25347—82.

Посадки подшипников качения на валы и в корпуса выбираются в зависимости от их типов и размеров, условий эксплуатации, величины и характера действующих на них нагрузок и вида нагружения колец. Различают три основных вида нагружения колец подшипников качения: местное, циркуляционное и колебательное.
В практике чаще всего бывает так, что одно из колец подшипника, как правило вращающееся, испытывает циркуляционное нагружение, а дру-гое (неподвижное) - местное. Кольцо, испытывающее циркуляционное нагружение, должно соединяться с валом или корпусом по посадкам, обеспечивающим небольшие значения натяга, а неподвижное местно нагруженное кольцо — по посадкам с небольшим зазором.
Посадки циркуляционно нагруженных колец подшипников на валы и в корпуса выбирают по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности, которая определяется по следующей формуле:
(2.1)
Кп- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при умеренных толчках и вибрации, перегрузке до 150% Кп — 1; при сильных ударах и вибрации, перегрузке до 300% Кп=1,8);
F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (для вала F изменяется от 1 до 3, для корпуса - от 1 до 1,8; при сплошном вале и массивном толстостенном корпусе F=l);
FА — коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору (коэффициент FА изменяется в пределах от 1 до 2, а при отсутствии осевой нагрузки FА = 1).
Для местно нагруженных колец подшипников посадки выбирают в зависимости от условий работы и, в первую очередь, от характера нагрузки и частоты вращения.
К посадочным поверхностям валов и отверстий корпусов под подшип-ники качения предъявляются повышенные требования в отношении отклонений формы и шероховатости.
2.2. Порядок расчета и выбора посадок
По исходным данным необходимо выполнить следующее:
1. Установить основные размеры подшипника и определить характер нагружения его колец.
2. Рассчитать и выбрать посадку Циркуляционно нагруженного кольца, а также согласно рекомендациям выбрать посадку кольца, испытываю-щего местное нагружение.
3. Определить численные значения предельных отклонений. Определить
численные значения предельных отклонений присоединительных диаметров подшипника и посадочных мест вала и корпуса согласно выбранным посадкам.
4. Рассчитать предельные значения присоединительных диаметров и по-лучаемых в соединениях зазоров и натягов; построить схемы взаимного расположения полей допусков для соединений «внутреннее кольцо—вал», «наружное кольцо—корпус».
5. Установить отклонения формы, взаимного расположения, шерохова-тость поверхностей посадочных мест вала и корпуса.
6. Вычертить эскизные изображения подшипникового узла и сопрягае-мых с подшипником деталей с нанесением всех необходимых обозначений.
Дано:
Шарикоподшипник № 6-306. Вращается корпус, вал неподвижен. Корпус чугунный, неразъемный. Радиальная нагрузка па опору R=20 кH. Режим работы подшипника — нормальный (при умеренных толчках и вибрации, перегрузке до 150%).
По приложению 2 находим основные размеры подшипника:
внутренний диаметр d = 35 мм,
наружный диаметр D = 100 мм,
ширина кольца В=25 мм,
радиус закругления фаски г=2,5 мм
Определяем вид нагружения колец, заданного подшипника. Так как вращается вал, а корпус неподвижен, то наружное кольцо подшипника будет испытывать местное нагружение, внутреннее — циркуляционное.
Производим расчет и выбор посадки циркуляционно нагруженного кольца.
Определяем интенсивность радиальной нагрузки посадочной поверхно-сти по формуле

По таблице приложения 4 находим поле допуска диаметра детали со-единяемый с циркулиционо-нагруженным кольцом, в нашем случае-внутреннее. Получили: n5;n6.
По приложению 3 уточняем поле допуска циркулиционо-нагруженного кольца в зависимости от класса точности. Для нашего подшипника класса точности 6, принимаем k6.
Тогда посадка кольца на валу, общей вид примет .
По таблице приложения 5 принимаем поле допуска детали соприга-емый с местно-нагруженным неразьемным кольцом. В нашем случае - наружным. Получили:Js6;Js7.
По приложению 3 уточняем поле допуска корпуса в зависимости от класса точности подшипника. Для нашего подшипника, класса точности 6, принимаем Js7.
Тогда посадка имеет вид .
По таблицам ГОСТ 25347—82 приложению 6 [1] находим численные .значения предельных отклонений присоединительных диаметров колец подшипника и посадочных мест вала и корпуса. Имеем:
внутреннее кольцо
шейка вала
наружное кольцо .
отверстие в корпусе .
Расчет предельных значений присоединительных диаметров, их допус-ков, а также получаемых в соединениях зазоров и натягов и сносим в таб-лицу 2.1.
а) наружное кольцо
dmах=dH+es=100+0=100 (мм);
dmin=dH+ei = 100+(-0.015) = 99,985 (мм);
Td = dmax-dmln=es-ei;
Td=100—99,985=0.015 (мм)
б) шейка вала
dmax = dH+es=35+0,033 =35,033 (мм);
dmin = dH+ei = 35+0,017 =35,017 (мм);
Td =dmax-dmln= es - ei;
Td = 35,033—35,017=0.016 (мм)
в) отверстие в корпусе
Dmах=DH+ES=100+0,017=100,017 (мм);
Dmin=DH+EI = 100-0,017 =99,983 (мм);
TD = Dmax-Dmln=ES-EI;
TD=100,017—99,983 =0,034 (мм)
г) внутренее кольцо
Dmax = DH+ES=35+0=35 (мм);
Dmin = DH+EI = 35+(—0,012) =34,988 (мм);
TD = Dmax-Dmln= ES - EI
TD = 35—34,988 =0,012 (мм)

Определим предельный зазор(натяг)


внутреннее кольцо-шейка вала
Nmax =dmax-Dmin= es—EI=0.033-0.012=0,021 (мм);
Nmin =dmin-Dmax=ei— ES=0,017— 0 =0,017 (мм);
Определяем допуск посадки;
TN=Nmax-Nmin=TD+Td
TN = 0,021-0,017 = 0,004 (мм).
отверстие в корпусе-наружное кольцо
Smax =Dmax-dmin = ES—ei=0.017-(-0.015)=0.02 (мм);
Smin =Dmin-dmax =EI— es=-0.17+0 =-0.17 (мм);
Определяем допуск посадки;
Ts=Smax-Smin=TD+Td
Ts = 0.02-(-0.17) = 0,019 (мм).
Строим схемы взаимного расположения, полей допусков. По таблицам приложений 7 и 8 [3] устанавливаем допустимые отклонения формы, вза-имного расположения посадочных поверхностей, их шероховатость Имеем:
а) отклонение от цилиндричности шейки вала – 8 мкм, отверстия в кор-пусе 17 мкм;
б) биение торцов заплечиков вала — 20 мкм, отверстия в корпусе — 45 мкм;
в) шероховатость посадочных поверхностей вала Ra 1.25 мкм и отвер-стия в корпусе Ra не более 2.5 мкм;
г) тоже торцов заплечиков Ra 2.5 мкм.
Вычерчиваем эскизные изображения подшипникового узла и соединяе-мых с подшипником деталей с нанесением всех необходимых обозначений.

3. ВЫБОР ПОСАДОК ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ
3.1. Общие сведения
В общем машиностроении, а также в автотракторном и сельскохозяйственном машиностроении наиболее широкое распространение получили шпоночные соединения с призматической и сегментной шпонками.
Размеры элементов шпоночных соединений зависят от диаметра вала и регламентируются соответствующими стандартами.
Для облегчения условий и обеспечения требуемого качества сборки при создании подвижных пли неподвижных соединений шпонка своими боко-выми гранями (по размеру Ь) одновременно может соединяться с пазами вала и комплектной втулки по различным посадкам.
С учетом технически целесообразной точности для образования различ-ных посадок в соединении призматической шпонки с пазами по размеру b стандарт ГОСТ 23360—78 устанавливает следующие поля допусков: на ширину шпонки — Н9; на ширину паза вала - - Н9, N9, Р9; на ширину паза втулки - D10, J8 9 и Р9. Сочетание полей допусков пазов с полем допуска шпонки должно быть таким, чтобы образовывались три следующих вида соединений :
а) свободное соединение, обеспечивающее относительное осевое пере-мещение втулки на валу (шпонка направляющая) или применяемое для образования неподвижных соединений втулок с валами при затрудненных условиях сборки и действие небольших по величине равномерных нагру-зок;
б) нормальное соединение, используемое при благоприятных условиях сборки для обеспечения относительной неподвижности соединяемых между собой втулок и валов, работающее без нагрузок или с небольшими нереверсивными нагрузками;
в) плотное соединение, применяемое для получения неподвижных соединений втулок и валов, не требующее частых разборок и работающее со значительными знакопеременными нагрузками; это соединение характеризуется наличием между шпонкой и пазами примерно одинаковых небольших натягов.
Кроме размера b все остальные размеры элементов шпоночного соедине-ния являются несопрягаемыми или непосадочными. Допуски этих размеров также стандартизированы.
Стандарт ГОСТ 24071 80 устанавливает лишь два назначения ceгмент-ных шпонок. Они могут использоваться для передачи крутящих моментов или для простой фиксации деталей. В связи с этим для образования посадок в соединении сегментной шпонки с пазами стандарт регламентирует на размер b пазов не по три, как для призматических шпонок, а по два поля допуска: N9 и Р9 — для паза вала и Jb 9 и Р9 — для паза втулки. На ширину шпонки установлено иоле допуска Н9. Предпочтительное сочетание указанных полей допусков пазов с полем допуска сегментной шпонки обеспечивают дна вида соединений: нормальное и плотное. Стандарт ГОСТ24071-80 устанавливает допуски и на несопрягаемые размеры элементов соединения с ceгментной шпонкой.
Качество шпоночных соединении зависит oт наличия перекосов и смещений в расположении шпоночных пазов валов и втулок относительно плоскости сечения. Однако допуски на эти погрешности стандартами не нормируются. Выбор их значений определяется конкретными условиями сборки. Обычно при симметричном расположении поля допуск на перекос шпоночного паза по его длине у вала и втулки принимается равным 0,5 Тъ, а допуск на смещение — 2Тъ, , где Ть — допуск па ширину паза вала или втулки.
Стандартами не нормируется и шероховатость поверхностей элементов шпоночных соединений. Ее значения определяются принятыми методами окончательной обработки шпонки и валов. Обычно шероховатость боковых (посадочных) поверхностей пазов и шпонки принимают равной Rz20 мкм, а для валов и поверхностей шпонки по высоте h — Rz 40 мкм.
3.2. Порядок выбора и расчета посадок шпоночного соединения
Для решения задачи должны быть известны диаметр вала, па котором устраивается шпонка, тип шпонки (призматическая или сегментная), вид шпоночного соединения (свободное, нормальное или плотное). При нали-чии указанных исходных данных выбор посадок и последующие расчеты необ ходимо выполнять в следующем порядке:
1. Выбрать основные конструктивные размеры элементов шпоночного соединения с призматической или сегментной шпонкой.
2. В соответствии с видом шпоночного соединения выбрать посадки шпонки в паз вала и в паз втулки.
3. Найти численные значения предельных отклонений ширины шпонки и пазов, допуски и предельные отклонения несопрягаемых размеров.
4. Определить предельные размеры, а также зазоры натяги, получаемые в соединениях шпонки с пазами по размеру Ь; построить схему взаимного расположения полей допусков.
5. Вычертить эскизы шпоночного соединения и его деталей с указанием посадок, полей допусков, предельных отклонений размеров и шероховато-сти поверхностей.
Дано
: диаметр вала d = 53 мм;
тип шпонки –сегментная;
вид шпоночного соединения – свободное.
Тогда по таблице приложения 10 находим основные размеры шпонки и пазов: •
сечение шпонки bXh= 10X13 мм;
диаметр шпонки d = 22 мм;
глубина паза вала t1 = 10.0 мм;
глубина паза втулки t2=3.3 мм.
Устанавливаем посадки шпонки в паз вала и в паз втулки.
Ширина шпонки и пазов при нормальном соединении имеет следующие поля допусков: шпонки — b=10h9, паза вала — b=10H9 и паза втулки -- b=10D10. Тогда посадки шпонки в паз вала и в паз втулки в общем виде можем записать так:
В паз вала 10 и паз втулки 10
Численные значения предельных отклонений ширины шпонки и пазов находим из таблицы стандарта (приложение 15 )
для шпонки 10h9
для паза вала — 10H9
для паза втулки -10D10
Допуски и предельные отклонения несопрягаемых размеров элементов шпоночного соединения находим из таблиц 1 и 12:
высота шпонки h= 13h11 (—0,11)
диаметр шпонки d = 22h12 (—0,21)
глубина паза пала t1=10+0.3
глубина паза втулки t2=3,3+0.2
Производим расчет предельных значений всех основных размеров и по-лучаемых в соединении шпонки с пазами зазоров или натягов. результаты расчетов сводим в табл. 3,1.
а) Шпонки
для ширины шпонки
bmax = bH+es=10+0 =10 (мм)
bmin = bH+ei = 10+(—0,036) =9.964 (мм)
Tb = bmax-bmln=es-ei
Tb = 10—9.964=0.036 (мм)
Для высоты шпонки
hmax = hH+es=13+0=13 (мм)
hmin = hH+ei = 13+(—0,11) =12.89 (мм)
Th= hmax-hmln=es-ei
Th= 13—12.89=0.11(мм)
Для диаметр шпонки d
dmax = dH+es=22+0=22 (мм);
d min = d H+ei =22+(—0,21) =21.79 (мм);
Tl= d max- d mln=es-ei
Tl = 22—21.79=0.21(мм)
б) Паза вала
для ширины паза вала
Bmах=BH+ES=10+0.098=10.098 (мм);
Bmin=BH+EI = 10+0.040 =10.040 (мм);
TB = Bmax-Bmln=ES-EI;
TB=10.098—10.040=0.058 (мм)
Для глубины паза вала
t 1max = t 1H+ES=10+0.3=10.3 (мм);
t 1min = t 1H+EI = 10+0=10 (мм);
T t 1 = t 1max- t 1mln=ES-EI
TH =10.3—10=0.3(мм)
в) Паза втулки
для ширины паза втулки
Bmах=BH+ES=10+0=10 (мм);
Bmin=BH+EI = 10+(-0.036) =9.964 (мм);
TB = Bmax-Bmln=ES-EI;
TB=10—9.964=0.036 (мм)
Для глубины паза втулки
t 2max = t 2H+ES=3.3+0.2=3.5 (мм);
t 2min = t 2H+EI = 3.3+0=3.3 (мм);
T t 2 = t 2max- t 2mln=ES-EI
TH = 3.5—3.3=0.2(мм)
Определяем зазоры
а) Шпонки-паз вала
Smax = ES—ei=0—(—0,036)=0.036 (мм)
Smin =EI— es=-0.036— 0 =-0.036 (мм)
Определяем допуск посадки;
Ts=Smax-Smin=TD+Td
Ts = 0.036-(-0.036) = 0 (мм).
б) Шпонки паза втулки
Smax = ES—ei=0.040—(—0,036)=0.076 (мм)
Smin =EI— es=0.098— 0 =0.098 (мм)
Определяем допуск посадки;
Ts=Smax-Smin=TD+Td
Ts = 0.076-0.098 = -0.022 (мм).
Строим схему взаимного расположения полей допусков.
Вычерчиваем эскизные изображения шпоночного соединения и его деталей.
4. ВЫБОР ПОСАДОК ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ

4.1. Общие сведения
Шлицевые соединения применяются для тех же целей, что и шпоночные, но в отличие от последних обладают рядом преимуществ. Соединения этого вида способны воспринимать значительно большие нагрузки и обеспечивают более высокую степень центрирования втулок на валах.
Среди известных типов шлицевых соединений наибольшее распространение, особенно в автотракторном и сельскохозяйственном машиностроении, получили соединения с прямобочным профилем зубьев.
Номинальные размеры и число зубьев шлицевых соединении прямобочного профиля регламентированы стандартом ГОСТ 1139—80. В зависимости от величины передаваемых нагрузок указанные стандарты устанавливают три серии прямобочных шлицевых соединений: легкую, среднюю и тяжелую (приложение 16 ).Соединения легкой серии имеют небольшие значения высоты и числа зубьев. К ним относятся неподвижные легконагруженные соединения. Соединения средней серии обладают большими по сравнению с соединениями легкой серии значениями высоты и числа зубьев и применяются для передачи средних нагрузок. Соединения тяжелой серии имеют наибольшие высоту и число зубьев и предназначены для тяжелых условий работы.
Для прямобочных шлицевых соединений, в зависимости от предъявляемых к ним эксплуатационных и технических требовании, применяют три способа центрирования втулок на валах: но наружному диаметру D, по внутреннему диаметру d и по боковым поверхностям зубьев b.
Система допусков и посадок регламентирована стандартами и ГОСТ 1139—80 и распространяется на ответственные подвижные и неподвижные соединения прямобочного профиля.
Согласно ГОСТ 1139—80 посадки образуются путем сочетания из числа предусмотренных полей допусков втулок и валов и назначаются в зависи-мости от принятого способа центрирования на центрирующий диаметр и боковые поверхности зубьев. При центрировании по D посадки назнача-ются па размеры D и b. при центрировании по d — на d и b. Если детали шлицевого соединения центрируются по боковым поверхностям зубьев, посадка назначается только на размер b.
Поля допусков втулок и валов для образования посадок центрирующих поверхностей при различных способах центрирования шлицевых соединений прямобочного профиля приведены в приложении 18 .
Стандарт ГОСТ 1139-80 предусматривает и допуски нецеинтрирующих диаметров вала и втулки Допуски нецентрирующих диаметров приведены в приложении 17 .
Шероховатость поверхностей элементов шлицевых соединений стандарта-ми не регламентируется и может выбираться м зависимости от назначения соединения и предъявляемых к нему эксплуатационных требований с уче-том применяемых методов обработки деталей. Обычно при всех способах центрирования шероховатость центрирующих поверхностей вала рекомендуется выдерживать в пределах Rа 1,25...0,32 мкм, а втулки – Rа 2,5.. 1,25 мкм. Шероховатость нецентрирующих поверхностей вала и втулки Rz 20... 10 мкм.
В принятых обозначениях прямобочных шлицевых соединении, их валов и втулок должны указываться: буква, обозначающая поверхность центрирования, число зубьев, номинальные значении внутреннего d, наружного D диаметров и ширины b в соединении, поля допусков или посадки на диаметры и размер b, помещаемые после соответствующих размеров. Стандартом разрешается не указывать в обозначении допуски нецентрирующих диаметров.
4.2. Порядок расчета посадок шлицевого соединения
Выбор посадок для проектируемых шлицевых соединений представляет собой сложную технико-экономическую задачу, так как требует от испол-нителей применения расчетов с учётом всех данных, всесторонне характе-ризующих работу соединений в условиях эксплуатации. Поэтому в учебных целях при курсовом проектировании студенту задается шлицевое соединение в готовом виде с необходимыми посадками и решение задачи сводится к следующему:
1- По заданному условному обозначению дать расшифровку прямобочного шлицевого соединения и определить номинальные размеры его элементов.
2. По таблицам стандартов найти предельные отклонения полей допус-ков центрирующего и нецентрирующего диаметров, а также размера b.
3. Вычислить предельные размеры всех элементов, их допуски и пре-дельные значения зазоров или натягов, получаемых в соединениях по центрирующему диаметру и боковым поверхностям зубьев.
4. Построить схемы взаимного расположения полой допусков центриру-ющего диаметра и боковых поверхностей втулки и вала.
5. Вычертить эскизные изображения шлицевого соединения и его деталей с указанием посадок, полей допусков, предельных отклонений и шероховатости сопрягаемых и несопрягаемых поверхностей.
Дано:
Шлицевое соединение D-10x36x45 x5
Произведем расшифровку его условной записи. Заданное шлицевое со-единение центрируется внутреннему диаметру D, имеет число зубьев z —10, номинальное значение внутреннего диаметра d = 36мм с
посадкой , наружного D =45 с посадкой ,толщину зуба вала (ширину впадины втулки) b = 5 мм с посадкой
По таблицам стандарта ГОСТ 25347—82 [3] находим предельные от-клонения диаметров и размера b втулки и вала. Имеем:
а)для шлицевой втулки:
внутренний диаметр d=36 Н11(+0.160)
наружный диаметр D = 45 Н7(+0.025)
ширина впадины b=5 D9( )
б)для шлицевого вала:
внутренний диаметр d=36-4,7
наружный диаметр D = 45f7( )
толщина зуба b=5f7( )
Вычисляем предельные размеры и допуски всех элементов, а также за-зоры, получаемые в соединениях по центрирующему диаметру и боковым поверхностям зубьев.
а)для шлицевой втулки
внутренний диаметр
dmах=dH+ES=36+0,16=36,16(мм)
dmin=dH+EI = 36+0 = 36 (мм)
Td = dmaxd=ES-EI
Td=36,16—36=0.16 (мм)
наружный диаметр
Dmах=DH+ES=45+0,025=45,025 (мм)
Dmin=DH+EI = 45+0 =45 (мм)
TD = Dmax-Dmln=ES-EI
TD=45,025—45=0.025 (мм)
ширина впадины
Bmах=BH+ES=5+0,06=5,06(мм);
Bmin=BH+EI = 5+0.03 = 5,03(мм);
TB = Bmax-Bmln=ES-EI;
TB=5,06—5,03=0,03 (мм)
б)для шлицевого вала:
внутренний диаметр
dmax = dH+es=36+0=36 (мм);

dmin = dH+ei = 36+(—4,7) =31,3 (мм);
Td = Dmax-Dmln=ES-EI;
Td=36—31,3 =4.7 (мм)
наружный диаметр
dmax = dH+es=45+(-0,025) =44,975(мм);
dmin = dH+ei = 45+(-0,050) =44.95 (мм);
Td = Dmax-Dmln=ES-EI;
Td = 44,975 —44.95 =0,025 (мм)
толщина зуба
bmax = bH+es=5+0,010 =5.010(мм)
bmin = bH+ei = 5+(—0,022) =4,978 (мм)
Tb = bmax-bmln=ES-EI
Tb = 5.010—4.978 =0,032 (мм)
Определяем зазоры
а) внутренний диаметр
Smax = ES—ei=0.16—(—4,7)=4,86(мм)
Smin =EI— es=0— 0 =0 (мм)
Определяем допуск посадки;
Ts=Smax-Smin=TD+Td
Ts = 4,86-0=4,86 (мм)
б) наружный диаметр
Smax = ES—ei=0,025—(—0,050)=0,075(мм)
Smin =EI— es=0—(-0,025) =0,025 (мм)
Определяем допуск посадки;
Ts=Smax-Smin=TD+Td
Ts = 0.075—0.025= 0,050 (мм)
в) по размеру b
Smax = ES—ei=0,060—(-0,022) =0,082 (мм)
Smin =EI— es=0,030—0.010=0.020(мм)
Определяем допуск посадки;
Ts=Smax-Smin=TD+Td
Ts = 0,082—0.020= 0,062 (мм)
Все размерные характеристики шлицевого соединения заносим в табл. 4.1.

5. РАСЧЕТ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ ВЕРОЯТНОСТНЫМ МЕТОДОМ

Последовательность расчета размерной цепи при решении прямой зада-чи вероятностным методом следующая:
1. Для замыкающего звена, заданного на чертеже узла, выявить со-ставляющие звенья размерной цепи;
2. Построить геометрическую схему размерной цепи и определить характер составляющих звеньев (установить, которые из них являются увеличивающими и уменьшающими);
3. Используя основное уравнение, проверить правильность составления размерной цепи;
4. Определить допуск замыкающего звена, после чего по формулам рассчитать значение коэффициента точности размерной цепи ас;
5. Сравнивая ас с стандартными значениями а, установить квалитет назначить допуски на размеры составляющих звеньев, предварительно вы-брав корректирующее звено;
6. Определить значение допуска корректирующего звена, а на осталь-ные составляющие звенья согласно назначенным допускам установить пре-дельные отклонения;
7. Определить значения координат середин полей допусков замыкающего и всех составляющих звеньев, после чего рассчитать координату середины поля допуска корректирующего звена;
8. Рассчитать предельные отклонения корректирующего звена и произвести проверку правильности расчета размерной цепи.

Дано:
Для сборочной размерной цепи с замыкающим звеном =1 определить допуски и предельные отклонения составляющих звеньев.

Решение задачи ведем в соответствии с рекомендуемой последовательностью.
В заданной размерной цепи замыкающим звеном является зазор, образуемый подшипником и торцом крышки подшипника. Этот зазор необходим для компенсации температурных изменений размеров деталей узла и, следовательно, величина его должна быть выдержана в строго заданных пределах.
Построим размерную цепь, т. е. найдем ее составляющие звенья. Делая обход по контуру от замыкающего звена, установим поверхности касания (сборочные базы) примыкающих деталей, а через них - размерные связи. Величина зазора определяется взаимным положением торцовой поверхности подшипника и поверхностью крышки подшипника. Крышка подшипника упирается в подшипник. Подшипник контактирует с
распорной втулкой, которая в свою очередь упирается во втулку вала. Втулка вала контактирует с валом. Запишем размерные связи следующим образом:
замыкающее звено — крышка подшипника
крышка подшипника – корпус
корпус –расстояние между внутренними стенками корпуса
расстояние между внутренними стенками корпуса - расстояние между подшипником и внутренним концом корпуса
расстояние между подшипником и внутренним концом корпуса –распорная втулка
распорная втулка - вал
вал- втулка вала
втулка вала-распорная втулка
распорная втулка-подшипник
подшипник-замыкающее звено.
Размерную цепь составят размеры между поверхностями касания ка-ждой из указанных деталей: ширина крышки подшипника звено Г1 = 17 мм, ширина части крышки подшипника Г2 =12 мм, ширина корпуса - звено Г3 = 28 мм, расстояние между внутренними стенками корпуса Г4 = 121 мм, расстояние между подшипником и внутренним концом корпуса Г5 = 7 мм, ширина распорной втулки - звено Г6 = 4 мм, ширина вала - звено Г7 = 114 мм, ширина втулки вала - звено Г8 = 8 мм, ширина распорной втулки - звено Г9 = 4 мм, ширина подшипника Г10 = 20-0,15 мм.
Следовательно, размерная цепь включает десять составляющих звеньев, из которых звено Г1 Г6 Г7 Г8 Г9 Г10 являются уменьшающими, а звенья Г2 Г3 Г4 Г5- увеличивающими. Геометрическая схема размерной цепи представлена на листе 5.
Проверим правильность составления размерной цепи, для чего используем формулу:
= (Г2 +Г3 +Г4 +Г5)-( Г1 +Г6 +Г7 +Г8 +Г9 +Г10) (5.1)
=(12+28+121+7)-(4+114+8+4+20+17)=1 мм.
Полученное значение номинального размера замыкающего звена соответствует заданному. Следовательно, размерная цепь составлена правильно.
Предварительно зададимся следующими условиями:
1 Рассеивание действительных размеров всех звеньев цепи подчиняется нормальному закону.
2. Процент риска выхода размеров замыкающего звена за границы допуска —Р=1,0%.
Определяем теперь коэффициент точности размерной цепи, рассчитав предварительно допуск замыкающего звена. Допуск замыкающего звена
Т = — =100—(—90)= 1000 мкм.
Рассчитываем коэффициент точности размерной цепи так как в составе размерной цепи имеются звенья с известными допусками (подшипники ка-чения):
(5.2)
В знаменателе под знак суммы должны войти значения единиц допуска размеров звеньев Г1 Г2 Г3 Г4 Г5 Г6 Г7 Г8 Г9которые находим по табл. 2.1.[4], Тогда

Сопоставляя полученное значение ас с данными табл. 2.2.[4], устанав-ливаем, что оно находится в интервале значений аc, соответствующих 10-му и 11-му квалитетам (а10=64, а11= 100). В данном случае на составляющие звенья целесообразно назначить допуски по 10-му квалитету и, так как ас>а10, в качестве корректирующего звена выбрать наиболее сложное в изготовлении звено. Примем в качестве корректирующего звена размер крышки - звено Г4 =121 мм, а на остальные назначим стандартные допуски.
По табл. 2.3 .[4], имеем следующее:
Т1=70 мкм,Т2=70 мкм;Т3=84 мкм, Т5=58 мкм,Т6=48 мкм, Т7=140 мкм, Т8=58 мкм, Т9=48 мкм, Т10=150 мкм. Нестандартный допуск корректирую-щего звена Т4 находим но формуле (2.10) .[4],:
Т4=Т -( Т1+Т2+ Т3 +Т5+Т6+ Т7+ Т8+ Т9+ Т10) (5.3)
Т4= 1000—( 274 мкм.
Предельные отклонения составляющих звеньев (исключая корректирующее) назначаем, следуя вышеизложенному правилу. Тогда
Г1=17-0,07 , Г2 =12 , Г3 =28-0,084 , Г5=7-0,058, Г6 =4-0,048, Г7=114 , Г8=8-0,058, Г9=4-0,048, Г10=20-0,15
Определяем координату середины поля допуска корректирующего звена, определив предварительно значение ее у всех остальных звеньев цепи.
Координаты середины полей допусков замыкающего и составляющих звеньев находим по формуле :
(5.4)
Имеем: с?=-0,4 мм; с1=-0,035 мм; с2 =0 мм; с3 =-0,042 мм; с5 =-0,029 мм; с6 =-0,024 мм; с7 =0 мм; с8 =-0,029 мм; с9 =-0,024 мм; с10 =0,075 мм;
Координату середины поля допуска корректирующего звена находим по формуле:
(5.5)
=(-0,035-0,024-0-0,029-0,024-0,075)-(0-0,042-0,029)+(-0,4)=-0,516 мм.
Теперь устанавливаем предельные отклонения звена Г4
(5.6)
(5.7)
мм
мм
Таким образом корректирующее звено имеет предельные отклонения
Г4=121
Проверяем правильность произведенных расчетов, для чего воспользуемся уравнениями:
(5.7)
(5.8)
мм
мм
Полученные предельные отклонения замыкающего звена соответствуют заданным. Следовательно, размерная цепь рассчитана правильно.
.............



Перейти к полному тексту работы


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


Смотреть похожие работы


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