Курсова робота
Основні види посадок і область їхвикористання
Зміст/>
3
4
5
6
11
14
17
19
22
25
29
32
35
36
Вступ
Завдання 1: Вибір посадки знатягом
Завдання 2: Розрахунокперехідної посадки на ймовірність одержання натягів і зазорів
Завдання 3: Контроль розмірів(розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібров)
Завдання 4: Вибір посадкикілець підшипника
Завдання 5: Метод центруванняй вибір посадки шліцевого з'єднання
Завдання 6: Ступінь точності йконтрольованих параметрів циліндричної зубчастої передачі
Завдання 7: Розрахунокрозмірного ланцюга для забезпечення заданого замикаючої ланки
Завдання 8: Основні розміри йграничні відхилення нарізних сполучень
Завдання 9: Визначення видушпонкового з'єднання
Висновок
Список використовуваноїлітератури
Введення
Курсовий проект містить у собі рішення завдань потемах:
Посадки;
Шлицеві з'єднання;
Зубчаста передача;
Нарізні сполучення;
Шпонкові з'єднання;
Розмірні ланцюги.
Метою рішення завдань є більше глибоке засвоєнняосновних теоретичних положень і придбання навичок на вибір посадок для різногоз'єднання деталей залежно від їхнього технічного призначення (різьбові,шпонкові й інші з'єднання), по складанню й рішенню розмірних ланцюгів, а такожудосконалювання навичок пошуку й використання нормативних документів(ДЕРЖСТАНДАРТ, СТ СЕВ і т.д.) і табличних даних.
1. Розрахувати й вибрати посадку для з'єднання 2-3при наступних вихідних даних
натяг посадка центрування граничневідхилення
Крутний момент Mкр= 0
Осьова сила Pос= 5300 Н
Номінальний діаметр d = 56 мм
Довжина контакту l= 40 мм
Коефіцієнт тертя-зчеплення f = 0,13
Діаметр внутрішнього отвору d1= 50 мм
Діаметр втулки d2= 78 мм
Матеріал вала Сталь45
Матеріал втулки БрО4Ц4С17
Вид запресовування Механічна
Висота мікронерівностей вала Rzd= 5 мкм
Висота мікронерівностей втулки RzD= 10 мкм
Робоча температура з'єднання t = 60ْ З
Умови працездатності:
1. Відсутність проковзування;
2. Відсутність пластичних деформацій у з'єднанні.
При розрахунках використовуються виводи завдання Ляме(визначення напруг і переміщень у товстостінних порожніх циліндрах).
За відомим значенням зовнішніх навантажень (Mкр;Pос) і розмірам з'єднання (d; l) визначається необхідний мінімальнийпитомий тиск на контактних поверхнях з'єднання по формулі [1.1]:
/> , [1.1]
де Pос – поздовжня осьова сила, що прагнезрушити одну деталь щодо іншої; Mкр – крутний момент, що прагнеповернути одну деталь щодо іншої; l – довжина контакту поверхонь, щосполучаються; f — коефіцієнт тертя-зчеплення.
/>
За отриманим значенням p визначається необхіднавеличина найменшого розрахункового натягу N’min [1.2]
/>, [1.2]
де E1 іE2 – модуліпружності матеріалів деталей; c1 і c2 – коефіцієнти Ляме,обумовлені по формулах [1.3] і [1.4]
/>, [1.3]
/>, [1.4]
де d1 – діаметр внутрішнього отвору; d2– діаметр втулки; μ1 і μ2 – коефіцієнтиПуассона.
Приймаються значення E1 = 1,96·105Н/мм2, E2 = 0,84·105 Н/мм2, μ1= 0,3, μ2 = 0,35 (табл. 1.106, стр. 335. Мягков том 1).
/>
/>
/>
Визначаються з урахуванням виправлень до N’min величинамінімального припустимого натягу [1.5]
/>, [1.5]
де γш – виправлення, що враховуєзминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з'єднання [1.6]
/> [1.6]
/>
γt – виправлення, що враховуєрозходження коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей [1.7]
/>, [1.7]
де αD і αd –коефіцієнти лінійного розширення матеріалів; />– різниця між робочою йнормальною температурою
/>
Приймаються значення αD = 17,6·10-6град-1, αd = 11,5·10-6 град-1(табл. 1.62, стр. 187-188, Мягков том 1).
/>
/>
На основі теорії найбільших дотичних напруженьвизначається максимальний припустимий питомий тиск [pmax], при якомувідсутня пластична деформація на контактних поверхнях деталей. У якості [pmax]береться найменше із двох значень, певних по формулах [1.8] і [1.9]
/>, [1.8]
/>, [1.9]
де σТ1 і σТ2 – границятекучості матеріалів деталей.
Приймаються значення σТ1 =355 МПа(табл. 3, стор. 97, Анурьєв тім 1), σТ2 = 147 МПа (табл. 68,стор. 198, Анурьєв тім 1).
/>
/>
/>
Визначається величина найбільшого розрахунковогонатягу N’max [1.10]
/> [1.10]
/>
Визначається з урахуванням виправлень до N’min величинамаксимального припустимого натягу [1.11]
/>, [1.11]
де γуд – коефіцієнт питомого тиску вторців деталі, що охоплює.
Приймається значення γуд = 0,93 (заграфіком мал. 1.68, стор. 336, Мягков тім 1).
/>
Вибирається посадка з таблиць системи допусків іпосадок (табл.1.49, стор. 156, Мягков тім 1)
/>,
для якого Nmax = 106 мкм [Nmin].
/>
мал.1.1
/>
мал.1.2
/>
мал.1.3
2. Для з'єднання 16-17 визначити імовірнісніхарактеристики заданої перехідної посадки: />
/>
мал.2.1
/>
мал.2.2
Розраховується посадка, і визначаються мінімальний імаксимальний натяг [2.1], [2.2], [2.3]
/>, [2.1]
/>, [2.2]
/>, [2.3]
поля допусків [2.4], [2.5]
/>, [2.4]
/>, [2.5]
де В — верхнє відхилення отвору; в — верхнє відхиленнявала; НВ — нижнє відхилення отвору; нв — нижнє відхилення вала. (В=30 мкм, НВ =-10 мкм, в=25 мкм, нв = 0 мкм)
/>
/>
/>
/>
/>
Визначається середнє квадратичне відхилення натягу(зазору) по формулі [2.6]
/> [2.6]
/>
Визначається межа інтегрування [2.7]
/> [2.7]
/>
Приймається значення функції Ф(1.65) = 0.4505 (табл.1.1, стор. 12, Мягков тім 1).
Розраховується ймовірність натягів [2.8] (або відсотокнатягів [2.9]) і ймовірність зазору [2.10] (або відсоток зазорів [2.11]):
/> [2.8]
/> [2.9]
/> [2.10]
/> [2.11]
імовірність натягу />
відсоток натягу />
імовірність зазору />
відсоток зазору />
/>
мал.2.3
3. Розрахувати виконавчі розміри гладких граничнихкалібрів (контркалібрів) для контролю деталей з'єднання: 16-17.
Розрахунок виконавчих розмірів калібру-скоби для валаh7
/>
мал.3.1
Прохідна сторона розраховується по формулі [3.1],границя зношування — [3.2], непрохідна сторона — [3.3]
/>, [3.1]
/>, [3.2]
/>, [3.3]
де d – номінальний діаметр вала; в – верхнє відхиленнявала; нв – нижнє відхилення вала; Z1 – відхилення середини полядопуску на виготовлення прохідного калібру для вала щодо найбільшого граничногорозміру виробу; Y1 – припустимий вихід розміру зношеного прохідногокалібру для вала за кордон поля допуску виробу.
Приймаються значення Z1 = 4 мкм, Y1= 3 мкм (табл. 2, стор. 8, ДЕРЖСТАНДАРТ 24853-81).
/> />
/>
Допуску на виготовлення калібрів для вала (прохідної йнепрохідної сторони) приймається H1 = 5 мкм (табл. 2, стор. 8,ДЕРЖСТАНДАРТ 24853-81).
Допуску на виготовлення контркалібрів для вала(прохідної й непрохідної сторони, границі зношування) приймається Hр= 2 мкм (табл. 2, стор. 8, ДЕРЖСТАНДАРТ 24853-81).
Виконавчі розміри калібру-скоби:
прохідна сторона />,
непрохідна сторона />.
Виконавчі розміри контркалібра — скоби:
прохідна сторона />,
непрохідна сторона />,
границя зношування />.
/>
мал.3.2
Розрахунок виконавчих розмірів калібру-пробки дляотвору Js8
/>
мал.3.3
Прохідна сторона розраховується по формулі [3.4],границя зношування — [3.5], непрохідна сторона — [3.6]
/>, [3.4]
/>, [3.5]
/>, [3.6]
де D — номінальний діаметр вала; В — верхнє відхиленняотвору; НВ — нижнє відхилення отвору; Z — відхилення середини поля допуску навиготовлення прохідного калібру для отвору щодо найменшого граничного розмірувиробу; Y — припустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для отворуза кордон поля допуску виробу.
Приймаються значення Z = 7 мкм, Y = 5 мкм (табл. 2,стор. 8, ДЕРЖСТАНДАРТ 24853-81).
/>
/>
/>
Допуску на виготовлення калібрів для отвору (прохідноїй непрохідної сторони) приймається H = 5 мкм (табл. 2, стор. 8, ДЕРЖСТАНДАРТ24853-81).
Виконавчі розміри калібру-скоби:
прохідна сторона />,
непрохідна сторона />.
/>
мал.3.4
4. Вибрати посадки для кілець 7 і 8 підшипника №421.
Клас точності 0
Радіальна реакція в опорах R = 45кН
Перевантаження 100%
Характер навантаження: обертовийвал
Діаметр внутрішнього кільця d= 105 мм
Діаметр зовнішнього кільця D = 260 мм
Ширина підшипника B = 60 мм
Ширина фаски кільця підшипника r = 4 мм
При характері навантаження — обертовий вал внутрішнєкільце випробовує циркуляційне навантаження, зовнішнє — місцеве. Інтенсивністьнавантаження підраховується по формулі [4]
/>, [4.1]
де R – радіальна реакція в опорах; B – ширинапідшипника; r – ширина фаски кільця підшипника, kП – динамічнийкоефіцієнт посадки, що залежить від характеру навантаження (при перевантаженнідо 150%, помірних поштовхах і вібрації kП = 1); F – коефіцієнт, щовраховує ступінь ослаблення посадкового натягу при порожньому валу аботонкостінному корпусі (при суцільному валу F = 1, табл. 4.90, стор. 286, Мягковтім 2); FA – коефіцієнт нерівномірності розподілу радіальногонавантаження R між рядами роликів (FA = 1 для радіальних ірадіально-упорних підшипників).
/>
Вибирається посадка />для вала (табл. 4.92, стор. 287,Мягков тім 2), />для корпуса (табл. 4.93, стор.289, Мягков тім 2).
Відповідно до класу точності підшипника вибираютьсяпосадки кілець:
внутрішнє L0-20 (табл. 4.82,стор. 273, Мягков тім 2),
зовнішнє l0-35 (табл. 4.83,стор. 276, Мягков тім 2).
/>
мал.4.1
/>
мал.4.2
5. Визначити метод центрування й вибрати посадку шліцевогоз'єднання 13-14
Число шліців z = 16
Зовнішній діаметр D = 82 мм
Матеріал вала Сталь 45
Матеріал втулки БрО4Ц4С17
У зв'язку з тим, що твердість матеріалу вала (HBвал= 255 за ДСТ 1051-88) більше твердості матеріалу втулки (HBвтулка =60 по табл. 68, стор. 198, Анурьєв тім 1) і механізм не реверсивний,вибирається метод центрування по зовнішньому діаметрі. Приймаємо число зубів z= 16, внутрішній діаметр d = 72 мм, зовнішній діаметр D = 82 мм, бічна поверхня зуба b = 7 мм (табл. 4.71, стор. 251, Мягков тім 2).
Вибирається посадка />(табл. 4.72, 4.75, стор. 252 –253, Мягков тім 2).
/>
мал.5.1
/>
мал.5.2
/>
мал.5.3
/>
мал.5.4
/>
мал.5.5
6. Установити ступінь точності й контрольованіпараметри зубчастої пари 10-11.
Модуль m = 10 мм
Число зубів z = 25
Швидкість v = 5 м/с
Вид сполучення Д
По формулах [6.1] і [6.2] визначаються ділильнийокружний крок і ділильний діаметр
/> [6.1]
/> [6.2]
/>
/>
Зубчасті колеса — загального машинобудування, непотребуючою особою точності. За значенням окружної швидкості приймаєтьсяступінь точності — 8 (середня точність) (табл. 5.12, стор. 330, Мягков тім 2).
Діаметр вершин зубів розраховується по формулі [6.3]
/>, [6.3]
де коефіцієнт висоти головки h*a= 1 для стандартного вихідного контуру за ДСТ 13755-81 і ДЕРЖСТАНДАРТ 9587-81.
/>
Норми кінематичної точності
Приймається допуск на радіальне биття зубчастого вінцяFr = 80 мкм (табл. 5.7, стор. 317, Мягков тім 2), допуск нанакопичену погрішність кроку зубчастого колеса Fp = 125 мкм (табл.5.8, стор. 319, Мягков тім 2).
Норми плавності роботи
Приймається допуск на місцеву кінематичну погрішністьf’i = 60 напівтемне, граничне відхилення кроку fpt= ±32 мкм, погрішність профілю ff = 28 мкм (табл. 5.9, стор. 321,Мягков тім 2).
Т.к. ширина зубчастого вінця b = 50 мм, те приймається сумарна пляма контакту по висоті зуба – 40%, по довжині зуба – 50%; допуски нане паралельність fx = 25 мкм, перекіс fy = 12 мкм,напрямок зуба Fβ = 25 мкм (табл. 5.10, стор. 323-324, Мягковтім 2).
Вид сполучення — Д, допуску бічного зазору — d, класвідхилень міжосьової відстані — III (табл. 5.15, стор. 335, Мягков тім 2).
Міжосьова відстань розраховується по формулі [6.4]
/>, [6.4]
де числа зубів коліс z1 = z2 =25.
/>
Приймається гарантований бічний зазор jnmin= 72 напівтемне, граничне відхилення міжосьової відстані fa = ±35мкм (табл. 5.17, стор. 336, Мягков тім 2).
Ступінь точності за ДСТ 1643-81 8-дd
/>