Содержание/>
3
4
5
6
11
14
17
19
22
25
29
32
35
36
Вступление
Задача 1: Выбор посадки с натягом
Задача 2: Расчет переходной посадкина вероятность получения натягов и зазоров
Задача 3: Контроль размеров (расчетисполнительных размеров калибров и контркалибров)
Задача 4: Выбор посадки колецподшипника
Задача 5: Метод центрирования и выборпосадки шлицевого соединения
Задача 6: Степень точности иконтролируемые параметры цилиндрической зубчатой передачи
Задача 7: Расчет размерной цепи дляобеспечения заданного замыкающего звена
Задача 8: Основные размеры ипредельные отклонения резьбовых соединений
Задача 9: Определение вида шпоночногосоединения
Заключение
Список используемой литературы
Введение
Курсовой проект включаетв себя решение задач по темам:
1. Посадки;
2. Шлицевые соединения;
3. Зубчатая передача;
4. Резьбовые соединения;
5. Шпоночные соединения;
6. Размерные цепи.
Целью решения задачявляется более глубокое усвоение основных теоретических положений иприобретение навыков по выбору посадок для различного соединения деталей взависимости от их технического назначения (резьбовые, шпоночные и другие соединения),по составлению и решению размерных цепей, а также совершенствование навыковпоиска и использования нормативных документов (ГОСТ, СТ СЭВ и т.д.) и табличныхданных.
1.Рассчитать и выбрать посадку для соединения 2-3 при следующих исходных данных:
Крутящий момент Mкр = 0
Осевая сила Pос = 5300 Н
Номинальный диаметр d = 56 мм
Длина контакта l = 40 мм
Коэффициенттрения-сцепления f = 0,13
Диаметр внутреннегоотверстия d1 = 50 мм
Диаметр втулки d2 = 78 мм
Материал вала Сталь45
Материал втулки БрО4Ц4С17
Вид запрессовки Механическая
Высота микронеровностейвала Rzd = 5 мкм
Высота микронеровностейвтулки RzD = 10 мкм
Рабочая температурасоединения t = 60ْ С
Условияработоспособности:
1. Отсутствиепроскальзывания;
2. Отсутствиепластических деформаций в соединении.
При расчетах используютсявыводы задачи Ляме (определение напряжений и перемещений в толстостенных полыхцилиндрах).
По известным значениямвнешних нагрузок (Mкр; Pос) и размерам соединения (d; l) определяетсятребуемое минимальное удельное давление на контактных поверхностях соединенияпо формуле [1.1]:
/> , [1.1]
где Pос – продольная осевая сила,стремящаяся сдвинуть одну деталь относительно другой; Mкр – крутящий момент, стремящийся повернуть одну детальотносительно другой; l –длина контакта сопрягаемых поверхностей; f – коэффициент трения-сцепления.
/>
По полученному значению p определяется необходимая величинанаименьшего расчетного натяга N’min[1.2]
/>, [1.2]
где E1 иE2 – модули упругости материалов деталей; c1 и c2 – коэффициенты Ляме, определяемые поформулам [1.3] и [1.4]
/>, [1.3]
/>, [1.4]
где d1 – диаметр внутреннего отверстия; d2 – диаметр втулки; μ1 и μ2– коэффициенты Пуассона.
Принимаются значения E1 = 1,96·105 Н/мм2, E2 = 0,84·105 Н/мм2, μ1= 0,3, μ2 = 0,35 (табл. 1.106, стр. 335. Мягков том 1).
/> />
/>
Определяются с учетомпоправок к N’minвеличина минимального допустимогонатяга [1.5]
/>, [1.5]
где γш –поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей приобразовании соединения [1.6]
/> [1.6]
/>
γt – поправка, учитывающая различиекоэффициентов линейного расширения материалов деталей [1.7]
/>, [1.7]
где αD и αd– коэффициенты линейного расширенияматериалов; /> –разность между рабочей и нормальной температурой
/>
Принимаются значенияαD = 17,6·10-6 град-1,αd = 11,5·10-6 град-1(табл. 1.62, стр. 187-188, Мягков том 1).
/>
/>
На основе теориинаибольших касательных напряжений определяется максимальное допустимое удельноедавление [pmax], при котором отсутствует пластическаядеформация на контактных поверхностях деталей. В качестве [pmax] берется наименьшее из двухзначений, определенных по формулам [1.8] и [1.9]
/>, [1.8]
/>, [1.9]
где σТ1 иσТ2 – предел текучести материалов деталей.
Принимаются значенияσТ1 =355 МПа (табл. 3, стр. 97, Анурьев том 1), σТ2 =147 МПа (табл. 68, стр. 198, Анурьев том 1).
/>
/>
/>
Определяется величинанаибольшего расчетного натяга N’max[1.10]
/> [1.10]
/>
Определяется с учетомпоправок к N’minвеличина максимального допустимогонатяга [1.11]
/>, [1.11]
где γуд –коэффициент удельного давления у торцов охватывающей детали.
Принимается значениеγуд = 0,93 (по графику рис. 1.68, стр. 336, Мягков том 1).
/>
Выбирается посадка изтаблиц системы допусков и посадок (табл.1.49, стр. 156, Мягков том 1)
/>,
для которого Nmax = 106 мкм [Nmin].
/>
рис.1.1
/>
рис.1.2
/>
рис.1.3
2. Для соединения 16-17определить вероятностные характеристики заданной переходной посадки: />.
/>
рис.2.1
/>
рис.2.2
Рассчитывается посадка, иопределяются минимальный и максимальный натяг [2.1], [2.2], [2.3]
/>, [2.1]
/>, [2.2]
/>, [2.3]
поля допусков [2.4],[2.5]
/>, [2.4]
/>, [2.5]
где ВО – верхнееотклонение отверстия; во – верхнее отклонение вала; НО – нижнее отклонениеотверстия; но – нижнее отклонение вала. (ВО=30 мкм, НО=-10 мкм, во=25 мкм,но=0 мкм)
/> />
/>
/> />
Определяется среднееквадратичное отклонение натяга (зазора) по формуле [2.6]
/> [2.6]
/>
Определяется пределинтегрирования [2.7]
/> [2.7]
/>
Принимается значениефункции Ф(1.65) = 0.4505 (табл. 1.1, стр. 12, Мягков том 1).
Рассчитываетсявероятность натягов [2.8] (или процент натягов [2.9]) и вероятность зазора[2.10] (или процент зазоров [2.11]):
/> [2.8]
/> [2.9]
/> [2.10]
/> [2.11]
вероятностьнатяга />
процент натяга />
вероятность зазора />
процент зазора />
/>
рис.2.3
3. Рассчитатьисполнительные размеры гладких предельных калибров (контркалибров) для контролядеталей соединения: 16-17.
Расчет исполнительныхразмеров калибра-скобы для вала h7
/>
рис.3.1
Проходная сторонарассчитывается по формуле [3.1], граница износа – [3.2], непроходная сторона –[3.3]
/>, [3.1]
/>, [3.2]
/>, [3.3]
где d – номинальный диаметр вала; во –верхнее отклонение вала; но – нижнее отклонение вала; Z1 – отклонение середины поля допуска на изготовлениепроходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размераизделия; Y1 – допустимый выход размера изношенного проходногокалибра для вала за границу поля допуска изделия.
Принимаются значения Z1 = 4 мкм, Y1 = 3 мкм(табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).
/> />
/>
Допуска на изготовлениекалибров для вала (проходной и непроходной стороны) принимается H1 = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).
Допуска на изготовлениеконтркалибров для вала (проходной и непроходной стороны, границы износа)принимается Hр = 2 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).
Исполнительные размерыкалибра-скобы:
проходная сторона />,
непроходная сторона />.
Исполнительные размерыконтркалибра-скобы:
проходнаясторона />,
непроходнаясторона />,
границаизноса />.
/>
рис.3.2
Расчет исполнительныхразмеров калибра-пробки для отверстия Js8
/>
рис.3.3
Проходная сторонарассчитывается по формуле [3.4], граница износа – [3.5], непроходная сторона –[3.6]
/>, [3.4]
/>, [3.5]
/>, [3.6]
где D – номинальный диаметр вала; ВО –верхнее отклонение отверстия; НО – нижнее отклонение отверстия; Z – отклонение середины поля допускана изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельногоразмера изделия; Y – допустимыйвыход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу полядопуска изделия.
Принимаются значения Z = 7 мкм, Y = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).
/> />
/>
Допуска на изготовлениекалибров для отверстия (проходной и непроходной стороны) принимается H = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ24853-81).
Исполнительные размерыкалибра-скобы:
проходная сторона />,
непроходная сторона />.
/>
рис.3.4
4. Выбрать посадки дляколец 7 и 8 подшипника №421.
Класс точности 0
Радиальнаяреакция в опорах R = 45 кН
Перегрузка 100%
Характернагружения: вращающийся вал
Диаметрвнутреннего кольца d = 105 мм
Диаметр внешнегокольца D = 260 мм
Ширинаподшипника B = 60 мм
Ширина фаскикольца подшипника r = 4 мм
При характере нагружения– вращающийся вал внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение,внешнее – местное. Интенсивность нагрузки подсчитывается по формуле [4]
/>, [4.1]
где R – радиальная реакция в опорах; B – ширина подшипника; r – ширина фаски кольца подшипника, kП – динамический коэффициент посадки, зависящий отхарактера нагрузки (при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации kП = 1); F –коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом валеили тонкостенном корпусе (при сплошном вале F = 1, табл. 4.90, стр. 286, Мягков том 2); FA– коэффициент неравномерностираспределения радиальной нагрузки R между рядами роликов (FA = 1 для радиальных и радиально-упорных подшипников).
/>
Выбирается посадка /> для вала(табл. 4.92, стр. 287, Мягков том 2), /> для корпуса (табл. 4.93, стр.289, Мягков том 2).
В соответствии с классомточности подшипника выбираются посадки колец:
внутреннее L0-20 (табл. 4.82, стр.273, Мягков том 2),
внешнее l0-35 (табл. 4.83, стр.276, Мягков том 2).
/>
рис.4.1
/>
рис.4.2
5. Определить методцентрирования и выбрать посадку шлицевого соединения 13-14.
Число шлицев z = 16
Внешний диаметр D = 82 мм
Материал вала Сталь45
Материал втулки БрО4Ц4С17
В связи с тем, чтотвердость материала вала (HBвал = 255 по ГОСТ 1051-88) большетвердости материала втулки (HBвтулка = 60 по табл. 68, стр. 198, Анурьевтом 1) и механизм не реверсивный, выбирается метод центрирования по внешнемудиаметру. Принимаем число зубьев z =16, внутренний диаметр d = 72 мм, внешний диаметр D = 82 мм, боковая поверхность зуба b = 7 мм (табл. 4.71, стр. 251, Мягков том 2).
Выбирается посадка /> (табл. 4.72,4.75, стр. 252 – 253, Мягков том 2).
/>
рис.5.1
/>
рис.5.2
/>
рис.5.3
/>
рис.5.4
/>
рис.5.5
6. Установить степеньточности и контролируемые параметры зубчатой пары 10-11.
Модуль m = 10 мм
Число зубьев z = 25
Скорость v = 5 м/с
Вид сопряжения Д
По формулам [6.1] и [6.2]определяются делительный окружной шаг и делительный диаметр
/> [6.1]
/> [6.2]
/>
/>
Зубчатые колеса – общегомашиностроения, не требующие особой точности. По значению окружной скоростипринимается степень точности – 8 (средняя точность) (табл. 5.12, стр. 330,Мягков том 2).
Диаметр вершин зубьеврассчитывается по формуле [6.3]
/>, [6.3]
где коэффициент высотыголовки h*a = 1 для стандартного исходного контура по ГОСТ13755-81 и ГОСТ 9587-81.
/>
Нормы кинематическойточности
Принимается допуск нарадиальное биение зубчатого венца Fr = 80 мкм (табл. 5.7, стр. 317, Мягков том 2), допуск нанакопленную погрешность шага зубчатого колеса Fp = 125 мкм (табл. 5.8, стр. 319,Мягков том 2).
Нормы плавности работы
Принимается допуск наместную кинематическую погрешность f’i = 60 мкм,предельное отклонение шага fpt = ±32 мкм, погрешность профиля ff = 28 мкм (табл. 5.9, стр. 321,Мягков том 2).
Т.к. ширина зубчатоговенца b = 50 мм, то принимается суммарное пятно контакта по высоте зуба – 40%, по длине зуба – 50%; допуски нане параллельность fx = 25мкм, перекос fy = 12 мкм, направление зуба Fβ = 25 мкм (табл. 5.10, стр. 323-324,Мягков том 2).
Вид сопряжения – Д,допуска бокового зазора – d,класс отклонений межосевого расстояния – III (табл. 5.15, стр. 335, Мягков том 2).
Межосевое расстояниерассчитывается по формуле [6.4]
/>, [6.4]
где числа зубьев колес z1 = z2 = 25.
/>
Принимаетсягарантированный боковой зазор jnmin = 72 мкм, предельное отклонение межосевого расстояния fa = ±35 мкм (табл. 5.17, стр. 336,Мягков том 2).
Степень точности по ГОСТ1643-81 8-8-8-Дd
/>