Расчет и выбор посадок с зазором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Расчет и выбор посадок с зазором

2. Расчет вероятности зазора и натяга в переходных посадках

3. Расчет и выбор посадок с натягом

4. Выбор посадок подшипника качения

5. Расчет исполнительных размеров рабочих калибров

6. Выбор допусков резьбовых соединений

7. Расчет размерных цепей

Использованная литература

1. Расчет и выбор посадок с зазором

Для заданных условий работы соединения рассчитать и выбрать посадку с зазором из Единой системы допусков и посадок СЭВ.

1. Выполнить сборочный чертеж соединения с обозначением посадки и чертежей деталей с обозначением полей допусков, шероховатости и предельных отклонений формы сопрягаемых поверхностей.

2. Построить схему полей допусков сопряжения.

Исходные данные: соединением с зазором является подшипник скольжения местного нагружения, в котором сопрягаются цапфа вала и втулка.

Условия работы подшипника: материал вала - закаленная сталь 45, материал втулки Бр.АЖН10-4-4, рабочая температура подшипника =50, диаметр цапфы вала d = 100 мм, длина опорной поверхности L = 110 мм, частота вращения вала n = 2500 мин, радиальная нагрузка R = 13 кН, = 0.4 мкм - шероховатость поверхности вала, = 0.6 мкм - шероховатость поверхности втулки.

Решение:

1. Определение величины среднего удельного давления

2. Установка допускаемой минимальной толщины масляного слоя

мкм,

давление калибр скоба масляный

где k 2 - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя, принимаем k=2;

- добавка на неразрывность масленого слоя, принимаем .

3. Определение величины минимальной толщины масленого слоя

где µ= µ_таб = (15,3……20,7)^.10^-3 - динамическая вязкость масла, принимаем µ = 0,018 ^, т.к. для смазки при =50используется

индустриальное масло марки И-20А;

где щ - угловая скорость вала.

По графику (рисунок 5а [4]) при =0,12 и при заданном определяем минимальный относительный эксцентриситет и :

,

Затем рассчитываем минимально допустимый зазор

мкм

4. По графику (рисунок 5б [4]) при =0,12 и определяем максимальный относительный эксцентриситет ч_max=0,985, по которой рассчитываем максимально допустимый зазор



5. Определяем оптимальный зазор. При и - выбираем по графику на рисунке 5а [4].

6. Из таблицы зазоров по и выбираем посадку.

посадка Н11/c11, у которой

Выполняется условия -

-

7. Определяем допуск на износ

8. Используя рекомендуемый ГОСТ 24643-81 (таблицы 2.19; 2.20; 2.18 [3]), назначаем допуск цилиндричности формы цапфы вала и отверстия вкладыша подшипника скольжения ф110, для 10 степени точности при нормальной относительности геометрической точности А и 11 квалитете допуска размера.

9. В графической части строим схему полей допусков с изображением запаса на износ и чертим детали и узел подшипника скольжения с поставкой полей допусков, предельных отклонений и допуска цилиндричности. Предельные отклонения для выбранных посадок определяем по СТ СЭВ 144-75 (по приложению таблицам 3 и 4 [1])для 110; ES=220мкм, EI=0мкм, es=-170 мкм, ei=-390 мкм.

2. Расчет вероятности зазора и натяга в переходных посадках

1. Для заданной переходной посадки рассчитать вероятность получения зазоров и натяга. Начертить кривую нормального распределения с графическим определением вероятности.

2. Дать схему расположения полей допусков с указанием предельных зазоров и натягов.

3. Сравнить расчетные и вероятные максимальные зазоры и натяги.

Исходные данные: соединением с переходной посадкой в задании является сопряжение ступицы червячного колеса с валом по номинальному диаметру d₁=130 мм 130N7/h6.

Решение:

1. По таблицам 3 и 4 [1] определяем предельное отклонение детали

ES=-0,012мм, EI=-0.052 мм, es=0 мм, ei= - 0,025 мм.

Рассчитаем , , , :

= ES- ei = -0,012 - ( - 0,025 )= 0,013мм

= EI- es = -0.052 - 0= - 0,052мм,

По формуле N_max=es - EI вычисляем мм.

2. Определяем среднее квадратное отклонения размеров отверстия , вала и посадки :

3. Определяем предел интегрирования z:

4. Определяем функцию Ф(z) по приложению 4 [4]

Ф=-0,496 при z = 2,6712

5. Рассчитываем вероятность и процент зазора

%%

6. Рассчитываем вероятность и процент натягов

%%

P(N) = 100 - P(S) = 100 - 0.4 = 99.6%

7. Определяем значение вероятных максимальных зазоров и натягов



3. Расчет и выбор посадок с натягом

1. Для соединения подверженного действию осевой силы и крутящего момента, рассчитать и выбрать посадку, обеспечивающую относительную неподвижность детали без дополнительного крепления и сохраняющую прочность детали при сборки.

2. Выполнить схему расположения полей допусков и чертёж соединения и деталей в соответствии с ЕСКД с простановкой буквенных обозначений и числовых величин предельных отклонений размеров, параметров шероховатости и входных фасок.

Исходные данные: соединением с натягом является сопряжение ступицы и венца червячного колеса узла редуктора по диаметру.

Шероховатость поверхности: ступицы (вал) R_ad = 0,8……3,2 мкм,

венца (отверстие) R_aD = 1,6…3,2 мкм,

R_ad=2.5 мкм R_aD=2 мкм.

Температура сборки t_сб=20⁰

Температура рабочая t_р=50⁰

Сборка механическая, без смазки, под прессом.

Номинальный диаметр соединения D₁=210 мм

Диаметр отверстия ступицы d=130 мм

Наружный диаметр венца D₂=260 мм

Длина соединения l_t=70 мм

Осевое усилие P₀=4 кН

Крутящий момент М_кр=840 Н^.м

Материал ступицы - сталь 30

Материал венца - Чугун СЧ 30



Рис. 1. Схема соединения с натягом ступицы и венца червячного колеса.

1. Определяем величину требуемого минимального удельного давления на контактных поверхностях соединения под действием осевой силы и крутящего момента по формуле

f=0,08…..0,12 - коэффициент трения при установившимся процессе распрессовки и разворачивания, для соединения сталь-бронза принимаем f=0,1 по приложению 5 [4]

2. Определяем величину наименьшего расчетного натяга

где с₁ и с₂ - коэффициент Ляме соответственно для ступицы и венца, определяем с₁ и с₂ по формулам



E₁=(1,96…2)^.10¹¹ и E₂=0,84^.10¹¹ - модули упругости материалов ступицы и венца (приложение 6 [4]), принимаем E₁=2^.10¹¹ и E₂=1^.10¹¹

µ₁ = 0,3 и µ₂ = 0,25 - коэффициенты Пуассона для материалов ступицы и венца зубчатого колеса (приложение 6 [4])

3. Определяем величину наименьшего допустимого натяга с учетом поправок по формуле

4.

где - поправка, учитывающая смятие неровностей контактных

поверхностей детали при сборке соединения

- поправка, учитывающая различие рабочей температуры (t_pD, t_pd) и температурою сборки (t_сб), а также различие коэффициентов линейного расширения материала деталей (, )

- у чугуна СЧ 30, - у Стали 50 (приложение 8 [4])

- поправка, учитывающая ослабления натяга под действием центробежной силы, так как масса венца по сравнению с массой ступицы незначительна и скорость вращения зубчатого колеса относительно невелика;

- поправка, компенсирующая уменьшение натягов повторных запрессовок.

4. Определяем по формуле

где - у Стали 50, - у чугуна СЧ 30 - пределы текучести или пределы прочности материалов соответственно ступицы и венца определяется по приложению 8 [4].

Принимаем меньшее значение, т.е.

5. Определяем величину наибольшего расчетного натяга :

6. Определяем допустимый максимальный натяг с учетом поправок:

где - коэффициент увеличения давления у торцов втулки, определяется по графику на рисунке 11 [4] в зависимости от соотношения и ,

6. Выбираем посадку из приложения 9 [4] по и .

При этом должны удовлетворяться условия и . Выбираем посадку H8/z8, так как средний натяг этой посадки соответствует расчетному среднему натягу и допуск на изготовления посадочной поверхности ступицы имеет большую величину, что технологичнее при изготовлений.

Проверка условий:

Из ГОСТ 25347-82 определяем предельные отклонения выбранной посадки (таблица 1.27; 1.30 [3]):

210; ES=0,046 мм EI=0

es=0,304 ei=0,258 мм.

8. Из приложения 10 [4] выбираем размеры и формы входных фасок для запрессовки и назначаем допуск цилиндричности по таблице 16 [1].

Для D₁=210 мм а = 4 мм А = 5 мм Т = 0,02

4. Выбор посадок подшипников качения

1. Для заданных условий работы подшипников узла рассчитать и выбрать посадки колец подшипника качения.

2. Построить схемы расположения полей допусков колец подшипника, цапфы вала и отверстия в корпусе.

3. Выполнить чертеж узла подшипника и чертеж посадочных мест под кольца подшипника с указанием размеров, обозначений посадок и полей допусков, шероховатости и отклонений формы посадочных поверхностей вала и корпуса.

Исходные данные: номер подшипника - 46324

класс точности подшипника - 6

радиальная нагрузка, постоянная по направлению

R=13 кН

динамический коэффициент посадки - k_n=1.8

Решение:

1. По ГОСТ 3478-79 (приложение 11 [4]) определяем основные размеры подшипника 46324: радиально-упорный шарикоподшипник, однорядный, имеет диаметр отверстия внутреннего кольца d=120 мм, диаметр наружного кольца D=260 мм, ширина подшипника B = 55 мм, радиус закругления Т=4 мм.

2. По СТ СЭВ773-77(приложение 12 [4]) определяем вид нагружения колец, так как вал вращается с постоянной радиальной нагрузкой, то внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение. Наружное кольцо неподвижно, следовательно, подвергается местному нагружению.

3. Для внутреннего циркуляционно-нагруженного кольца рассчитывается интенсивность нагрузки на поверхность цапфы вала

Где R = 13 кН - радиальная реакция опоры на подшипник,

B = 55 мм - ширина закругления подшипника,

r = 4 мм - радиус закругления подшипника,

k_n=1.8 - динамически коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (приложение 13 [4]),

k₁ =1 - коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (таблица 4.90 [2]),

k₂ = 1 - коэффициент неровностей распределения радикальной нагрузки.

По приложению 14 [4] выбираем посадку для внутреннего циркуляционно-нагруженного кольца 120 L6/K6, где L6 - поле допуска диаметра отверстия внутреннего кольца подшипника, а K6 - поле допуска диаметра посадочной поверхности цапфы вала.

4. По приложению 15 [4], в зависимости от D = 260 при нагрузке с сильными ударами для однорядного радиально-упорного шарико-подшипника выбираем посадку наружного местно-нагруженного кольца - 260 Н7/l6, где H7 - поле допуска диаметра посадочной поверхности отверстия корпуса, l6 - поле допуска диаметра наружного кольца подшипника.

5. Определяем предельные отклонения диаметра колец подшипника по СЭВ 774-77

внутреннего кольца 120L6 - ES_п = 0 EI_п = - 0.015 мм,

наружного кольца 260 L6- es_п = 0ei_п = - 0.025 мм.

6. По ГОСТ 25437-82 определяем предельные отклонения диаметра посадочных поверхностей вала и корпуса

цапфа вала 120 K6 - es = 0.025мм ei = 0,003мм,

наружного кольца 260 Н7 - ES = 0,052мм EI = 0мм.

7. Определяем допуск цилиндричности посадочных поверхностей

цапфы вала Т ,

отверстие корпуса Т

Так как эти значения меньше допусков цилиндричности соответствующих данным размерам и степеням точности, то оставляем полученные допуски цилиндричности.

По приложению 15 [4] назначаем шероховатость посадочных

поверхностей:

цапфа вала - R_ad = 1,25 мкм

отверстие корпуса - R_aD = 1,25 мкм

торцов заплечников валов и отверстия корпусов R_n = 2,5 мкм

5. Расчет исполнительных размеров рабочих калибров

1. Рассчитать предельные и исполнительные размеры рабочих калибров (пробок и скоб) для контроля деталей заданного соединения.

2. Изобразить взаимное расположение полей допусков деталей и калибров.

3. Выполнить в соответствии с ЕСКД рабочие чертежи калибров, указав исполнительные и габаритные размеры, шероховатость рабочих поверхностей и маркировку.

Исходные данные: контролируемым размером является диаметр цапфы вала и отверстия втулки подшипника скольжения 100

Решение:

1. Определяем предельные отклонения размеров отверстия вкладыша подшипника вала по ГОСТ 24643-81(таблица 1.27; 1.28 [3]),

отверстие вкладыша 100 H11- ES = 0,22 мм EI = 0 мм,

вал 100 c11 -es = - 0,17 мм ei = - 0,39 мм.

2. Строим схему расположения полей допусков калибров и по ГОСТ 24853- 81 (приложение 19[4]) определяем величины H, H₁, z, z₁, y, y₁ (рисунок 16 и 17 [4]).

H = 15 мкм, H₁ = 15 мкм, z = z₁ = 28 мкм, y = y₁ = 0 мкм

3. Рассчитываем предельные, изношенные и исполнительные размеры калибров:



4. По ГОСТ 14812-69, ГОСТ 14813-69 и ГОСТ 18362-73 [5] определяются основные размеры и конструктивные формы калибра. Составляются чертежи конструкций калибров.

6. Выбор допусков резьбовых соединений

По обозначению наружной и внутренней резьбы одной детали резьбового соединения выполнить:

а. Полную расшифровку заданного обозначения.

б. Обозначения резьбы второй детали резьбового соединения.

в. Графическое обозначение полей допусков наружной и внутренней резьбы с простановкой числовых значений размеров отклонений.

г. Обозначить посадку резьбового соединения на чертеже узла.

д.

Исходные данные: обозначение резьбы М22 - 2m

Решение:

1. По обозначению резьбы определяем, что заданна наружная резьба с натягом, которая нарезается на свободном конце шпильки. С помощью данной резьбы крепится шпилька в гнезде корпуса. Второй деталью является отверстие в корпусе с обозначением М22 - 3H6H с длиной свинчивания N среднего класса точности резьбы.

2. По стандартам (приложение 23 [4]) определяем шаг резьбы, а по шагу рассчитываем значение среднего (d₂, D₂) и внутреннего (d₁, D₁) диаметров резьбы (приложение 22 [4]). Крупный шаг резьбы, (так как шаг не указан в обозначении резьбы) для номинального диаметра d=22 мм равен Р=2,5 мм

Средний диаметр резьбы -

Внутренний диаметр резьбы -

3. Из таблиц предельных отклонений метрических резьб с переходной посадкой по ГОСТ 24834 - 81 (приложение 26 [4]) определяем отклонения для шпильки

М22-2m.

для шпильки мм, мм, мм.

для отверстия М22-3H6H мм, мм,

мм.

4. Рассчитываем предельные размеры резьбы:

для шпильки:

не нормирмируется

для отверстия: не нормирмируется

5. Строим схему расположения полей допусков резьбового соединения

6 .На чертеже узла указываем обозначение резьбового соединения резьбы М22-2m.

7. Расчет размерных цепей

1. Для узла редуктора составить размерную цепь в векторном изображении.

2. Выполнить расчет размерной цепи, применяя метод максимума-минимума.

3. Произвести проверку расчета.

4. На чертеже узла редуктора проставить размеры с предельными отклонениями.

Исходные данные: А₁ = 19О

А₂ = 85

А₃ = 80

А₄ = 9

А₅ = 14

А_Д =2

Определить допуски и придельные отклонения размеров составляющих звеньев размерной цепи узла редуктора методом расчета на максимум-минимум.

Решение прямой задачи.

а. Составить векторную схему размерной цепи.

Векторная схема размерной цепи.

Рисунок 2

Размер А₁ - увеличивающий, размеры А₂, А₃, А₄, А₅ - уменьшающие, А_Д - замыкающее звено.

б. Определяем значение размера замыкающего звена

Предельные отклонения размеров замыкающего звена

в. Определяем допуск и координату середины поля допуска замыкающего звена по формулам

Определяем координаты середин поля допуска, составляющих звеньев:

EC = (ES_?+EI_?)/2 = 0

Определяем допуск исходного (замыкающего) звена между составляющими звеньями способом равных допусков по формуле (7.9)

ТА₁ = ТА₂ = ТА₃ = ТА₄ = ТА₅

ТА_? = ⁵_i=1?ТА₁ = mTA_i

TA_i = TA_?/5 = 0.84/5 = 0.168

Где m - число составляющих звеньев,

Способ одной степени точности (квалитета), формула (7.11) [1].

При этом способе решения принимают для всех составляющих звеньев допуски одной степени точности (равных квалитетов).

TA_i = a_i x i_Ai, Следовательно допуски одной степени точности имеют одинаковые коэффициенты точности.

a₁ = a₂ = a₃ = a₄ = a₅ = a_ср, из зависимости

ТА_? = ?⁵_i=1TA_i = ?^m_i=1a_ср х iA_i = a_ср1А_i,

а_ср = ТА_?/(?^m_i=1iA_i)

iA₁ = 2.89мкм

iA₂ = 2.17мкм

iA₃ = 1.86мкм

iA₄ = 0.9мкм

iA₅ = 1.08мкм

а_ср = (0,84 10³)/(2,89+2,17+1,86+0,9+1,08) = 94,4 мкм

где iA_i - единица допуска для размера составляющего звена A_i.

Квалитет 10 (пр.25 [1]).

ТА₁ = 185

ТА₂ = 140

ТА₃ = 120

ТА₄ = 58

ТА₅ = 70

Назначаем предельные отклонения:

А₁ = 190H ES = 185 EI = 0

А₂ = 85hES = 0EI = -140

А₃ = 80h ES = 0EI = -120

А₄ = 9hES = 0EI = -58

А₅ = 14hES = 0 EI = -70

г). Проверяем правильность решения прямой задачи:

ES_? ? ?_i=1ⁿ ES^ув_i - ?_i+1^m EI^ум_i

840 ? 573

E_i? ? ?ⁿ_i=1 EI^ув_i - ?^m_n+1ES_i^ум;

0=0

E_iA ? ?ⁿ_i=1EI_i^ув - ?_n+1^mES_i^ум

0=0

TA_? ? ?_i=1^mTA_i

0.84 ? 0.14 + 0.12 + 0.058 + 0.07

0.84 ? 0.573

Литература

1. Ю. Е. Кирилюк Справочник “Допуски и посадки”. КИЕВ: Высшая школа, 1989

2. А.Б. Романов, В.Н.Федоров, А.И. Кузнецов. “Таблицы и альбом по допускам и посадкам”, Политехника, Санкт-Петербург, 2005 г

3. Анурьев В.И. Справочник Конструктора машиностроителя. Москва, Машиностроение,1979 в 3-х томах.

4. Мягков В.Д., Палей В.А. и др. Справочник “Допуски и посадки” часть 1 и часть 2. Машиностроение, Ленинград, 1982 г

5. Методические указания по выполнению курсовой работы по предмету “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения”.

6. ГОСТ 14812-69, ГОСТ 14813-69, ГОСТ 14807-59, ГОСТ 14827-69, ГОСТ 16358-73, ГОСТ 18368-73, ГОСТ 16093-81 и ГОСТ 18362-73.

Размещено на Allbest.ru

...