Расчет и выбор посадки с натягом

Содержание

Задание……………………………………………………………………………2

Введение………………………………………………………………………….4

Расчет и выбор посадки с натягом……………………………………………...5

Расчёт и выбор посадок подшипников качения……………………………….9

Выбор посадок методом подобия……………………………………………...13

Выбор шпонки…………………………………………………………………..16

Выбор параметров резьбового соединения…………………………………...17

Выбор и расчёт точности зубчатых колёс и передач………………………....18

Определение допусков и предельных отклонений размеров, входящих в

размерную цепь………………………………………………………………….21

Задание 2. Нормалемер………………………………………………………….25

Заключение………………………………………………………………………28

Список литературы……………………………………………………………...29

Задание

Исходные данные для выполнения курсовой работы:

Требования к зубчатой передаче	Особых нет
Характер нагрузки	Спокойная с умеренными толчками, перегрузка до 150%
Материал корпуса	СЧ15
Материал зубчатого колеса	40Х
Температура корпуса	+60^°
Температура зубчатого колеса	+75^°
Посадка с натягом
Материал венца зубчатого колеса	40Х
Материал втулки (ступицы зубчатого колеса)	СЧ15
Диаметр соединения,мм
Длина соединения, мм
Вращающий момент, Н·м
Шероховатость сопрягаемых поверхностей, мкм	R_zD
R_sd	2,5
Подшипники и вал
Диаметр внутр. кольца подшипника d,мм
Диаметр наруж. кольца подшипника D,мм
Ширина кольца подшипника b,мм
Радиальная реакция опоры P, кН
Шлицевое соединение
Число зубьев
Внутренний диаметр d, мм
Наружный диаметр D, мм
Ширина зуба b, мм
Резьба крепёжная	М10
Зубчатое колесо
Модуль m, мм
Число зубьев z
Передаточное число i	2,5
Окружная скорость v_окр, м/с
Размеры размерной цепи, мм
Б_А_max	0,80
Б_А_min	0,46

Введение

Большое значение для развития машиностроения имеет организация производства машин и других изделий на основе взаимозаменяемости, создание и применении надежных средств технических измерений и контроля.

Одной из основных задач конструктора в процессе проектирования новых и усовершенствования устаревших изделий, является подготовка чертежной документации, способствующей обеспечение необходимой технологичности и высокого качества изделий. Повышение эффективности труда и качества выпускаемой продукции связано с выбором необходимой точности изготовления изделий, расчетом размерных цепей, выбором шероховатости поверхностей, а также выбором отклонения от геометрической формы и расположения поверхностей.

Целью курсовой работы по «Нормирование точности и технических измерений» является закрепление теоретических знаний, приобретение практических навыков по расчету и выбору посадок типовых соединений, по решению размерных цепей, простановки на чертежах обозначений посадок, предельных отклонений размеров и требований к точности формы и расположения поверхностей в соответствии с ГОСТ.

Расчет и выбор посадки с натягом.

Посадки с натягом предназначены для образования неподвижных соединений. Величина натяга складывается из деформации сжатия и деформации растяжения контактных поверхностей соответственно вала и отверстия. Упругие силы, возникающие при деформации, создают на поверхности деталей напряжение, препятствующее и взаимному смещению.

1.Определяются минимальный и максимальный функциональные натяги по формулам:

где

– вращающий момент,

– диаметр соединения,

– длина соединения,

, – коэффициенты жёсткости конструкции;

, – модули упругости материалов венца и ступицы. [1, табл. 1.106, стр. 335];

– коэффициент трения. [1, табл. 1,104, стр. 334].

Коэффициенты жёсткости конструкции определяются по формулам:

где

– наружный диаметр охватывающей детали (в нашем случае зубчатого колеса);

– внутренний диаметр полого вала (ступицы зубчатого колеса); , – коэффициенты Пуассона. [1, табл. 1.106, стр. 335].

Наибольшее допустимое давление на поверхности контакта вала и охватывающей детали, при котором отсутствуют пластические деформации, определяется по формулам:

а) для охватывающей детали

б) для вала

где

и – пределы текучести материалов охватывающей детали и вала. [5, прил. 2, табл. 2, стр. 33].

В формулу подставляется лимитирующее (меньшее) допустимое давление .

2. Определяются поправки к найденным значениям и .

а) поправка учитывает смятие неровностей контактных поверхностей вала и охватывающей детали:

. [1, стр. 335]

где и – высота неровностей поверхностей вала и охватывающей детали.

б) поправка

учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки и различие коэффициентов линейного расширения материалов вала и отверстия:

где

, – коэффициенты линейного расширения материала деталей. [1, табл. 1.111, стр. 348];

°С °С – рабочие температуры деталей;

°С – температура сборки деталей.

3. Определяются и с учётом поправок:

4. Находится функциональный допуск посадки:

5. Распределяется функциональный допуск между эксплуатационным и конструктивным таким образом, чтобы мкм. Принимаем ,

6. Для интервала номинальных размеров свыше 80 до 120 мм выписываем значение единицы допуска .[5, прил. 2, табл. 5, стр. 34]

Определяем число единиц допуска и соответствующий ему квалитет:

ему соответствует квалитет . [5, прил. 2, табл. 4, стр. 34].

7. Выбираем стандартную посадку по ГОСТ 25347-82, соблюдая при этом следующие условия:

По [1, таб. 1.49, стр.156] выбираем посадку Æ

Данные расчётов заносим в таблицу 1.

Таблица 1

Данные расчёта

Данные по выбору стандартной посадки

Параметры стандартной посадки

поля допусков и предельные отклонения, мкм

предельные натяги

запас прочности

отверстия

вала

Поле допуска

76,25

8,35

Рис. 1. Схема полей допусков посадки с натягом.

2. Расчёт и выбор посадок подшипников качения.

Т.к. по заданию от зубчатого колеса требуется “бесшумность работы” и V_окр =12 м/с, то для подшипника следует назначать 4-ый класс точности

Выбираем подшипники:

1) Подшипник 46311 – шариковый радиально-упорный однорядный

(ГОСТ 831-75);

d=55 мм, D=120 мм, B=29 мм, r=3 мм.

2) Подшипник 46310 – шариковый радиально-упорный однорядный

(ГОСТ 831-75);

d=50 мм, D=110 мм, B=27 мм, r=3 мм.

3) Подшипник 309 – шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75)

d=45 мм, D=100 мм, B=25 мм, r=2,5 мм.

4) Подшипник 116 – шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75)

d=80 мм, D=125 мм, B=22 мм, r=2 мм.

В зависимости от выбранного класса точности по СТ СЭВ 774-77 определяются предельные отклонения присоединительных размеров колец подшипника. При этом выписываем предельные отклонения на средние значения диаметров колец для внутреннего – , для наружного – :

[3, т.1, таб. 3.45,таб. 3.46 стр. 75].

При выборе посадок для циркуляционно нагруженных колец предварительно рассчитывается интенсивность нагрузки подшипника:

где – радиальная реакция опоры;

– рабочая ширина кольца подшипника;

– динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (в данном случае при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрациях). [2, стр.814];

– коэффициент, учитывающий ослабление натяга при полом вале или тонкостенном корпусе.

– коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках.

При выборе значения коэффициента предварительно рассчитывается соотношение у подшипника и у вала, где – диаметр сквозного отверстия полого вала.

Для подшипника 46311:

Для подшипника 46310:

Для подшипника 309:

Для подшипника 116:

По величине с учётом класса точности подшипника и его диаметра находится поле допуска сопрягаемой с подшипником детали - по таблице [2 табл. 4.89 с. 285]

1) Для подшипника 46311:

для вала – Æ ,

для отверстия корпуса – Æ .

2) Для подшипника 46310:

для вала – Æ ,

для отверстия корпуса – Æ .

3) Для подшипника 309:

для вала – Æ ,

для отверстия корпуса – Æ .

4) Для подшипника 116:

для вала – Æ ,

для отверстия корпуса – Æ .

Погрешности формы и расположения поверхностей, а также шероховатость посадочных поверхностей выбирается в зависимости от класса точности подшипника и его размеров.

Биение заплечиков валов и отверстий корпусов под подшипники качения и шероховатость посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов выбираем по ГОСТ 3325, ГОСТ 520. [2,табл. 4.86, стр.824].

Схема расположения полей допусков для посадок колец подшипника 46311 указана на рис. 2