Расчет, выбор и обоснование посадок соединений

Размещено на http://allbest.ru

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

Белорусский государственный аграрный технический университет

Кафедра стандартизации и метрологии

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине: “Метрология, стандартизация и сертификация”

Расчет, выбор и обоснование посадок соединений

Выполнил: студент 3-го курса

Шварц В.Н

Группа: 6-ЗМО

Минск, 2011



Содержание

Введение

1. Выбор посадок методом подбора

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

2. Выбор посадок расчетным методом

2.1 Расчет и выбор посадок с натягом

3. Расчет выбора посадок подшипников качения

4. Решение линейных размерных цепей

4.1 Решение линейных размерных цепей методом полной взаимозаменяемости

4.2 Решение линейных размерных цепей вероятностным методом

Заключение

Литература



Введение

В данной курсовой работе производится расчет тихоходного узла редуктора, а также расчет линейного механизма привода дискового ножа.

Для оценки годности и исследования показателей качества изделия проводят контроль его размеров, а также шероховатости и допусков формы и расположения поверхностей. По результатам контроля делают общий вывод о годности изделия.

В данной работе производится выбор посадок деталей на тихоходный вал редуктора методом подобия, расчетным методом, а также производится выбор посадок подшипников качения.

Для привода дискового ножа производят размерный анализ при помощи расчета размерной цепи методами полной взаимозаменяемости и вероятностным методом.

допуск подшипник шпоночный шлицевый



1. Выбор посадок методом подбора

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

Частота вращения тихоходного вала и необходимая мощность на этом валу:

,

.

Крутящий момент на тихоходном валу

,

Определяем усилия в зацеплении.

Окружная сила

.

Радиальная сила

.

Нагрузка от муфты



При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

где Т - крутящий момент на валу, Н•мм;

- допускаемое напряжение на кручение.

Для определения диаметра выходных концов валов принимаем ,

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

.

Принимаем .

Диаметры вала под подшипники:

Опорные реакции:

Реакции опор в вертикальной плоскости



В горизонтальной плоскости

Суммарные реакции опор

Обоснование выбора посадок.

Т.к. подшипники установлены в редукторе, где требования к точности невысокие, то применяем класс точности подшипников нормальный.

Посадка подшипников на вал: Ш50L0/k6, т.к. нагружение наружного кольца циркуляционное, а внутреннего - местное.

Колесо на вал посажено с натягом, выбираем посадку Ш52H7/p6.

Расчет соединений элементов привода с тихоходным валом.

Сопряжение вала с подшипником Ш50L0/k6.

Определяем предельные отклонения диаметра отверстия внутреннего кольца подшипника:

Верхнее отклонение ES = 0,

Нижнее отклонение EI = -12 мкм;

Наибольший предельный диаметр отверстия

L0max = L0 + ES = 50+0 = =50,000 мм,

Наименьший предельный диаметр отверстия

L0min = L0 + EI = 50+ +(-0,012) = 49,988 мм.

Определяем предельные отклонения и размеры вала Ш50k6:

Допуск на вал IT = 16 мкм,

Нижнее отклонение ei = +2 мкм,

Верхнее отклонение

es = IT + ei = 16+2 = 18 мкм;

Наибольший предельный диаметр вала

d_max = d + es = 50+0,018 = 50,018 мм,

Наименьший предельный диаметр вала

d_min = d + ei = 50+0,002 = 50,002 мм.

Определяем предельные натяги в посадке:

N_max = d_max - L0_min = 50,018-49,988 = 0,030 мм,

N_min = d_min - L0_max = 50,002-50,000 = 0,002 мм,

N_ср. = (N_max - N_min)/2 = (0,030+0,002)/2 = 0,016 мм.



Шероховатость вала в месте посадки Ra1,25 мкм, допуски круглости и профиля продольного сечения 0,004 мм, допуск торцового биения бурта 0,025 мм.

Сопряжение вала с колесом Ш52H7/p6.

Для отверстия Ш52H7 определяем предельные отклонения и размеры:

Общий допуск IT = 25 мкм

Верхнее отклонение ES = 25 мкм

Нижнее отклонение EI = 0;

Максимальный диаметр отверстия

D_max = D + ES = 52+0,025 = 52.025 мм

Минимальный диаметр отверстия

D_min = D + EI = 52+0 = 52.000 мм

Для вала Ш52p6 определяем предельные отклонения и размеры:

Общий допуск IT = 16 мкм

Нижнее отклонение ei= 26 мкм. Верхнее отклонение

es = IT + ei = 26+16=42 мкм

Максимальный диаметр вала

d_max = d + es = 52+0,042 = 52,042 мм

Минимальный диаметр вала

d_min = d + ei = 52,026 = 52,026 мм



Определяем предельные натяги:

N_max = d_max - D_min = 52.042-52.000 = 0,042 мм

N_min = d_min - D_max = 52.026-52.025 = 0,001 мм

Определяем средний натяг:

Определяем допуск посадки:

T_N = IT_D+IT_d = 25+16 = 41 мкм.

Шероховатость вала в месте посадки Ra1.25 мкм, допуск торцового биения бурта 0,03 мм, допуск радиального биения 0,02 мм.

Предельная погрешность измерения Д_си = 5 мкм [2]

Т.к. Д_си=5 мкм= Д=5 мкм, то данное средство измерения подходит.

6б - Микрометры рычажные (МР и МРИ) с ценой деленя 0,002 мм и 0,01 мм при установке на нуль по установочной мере и скобы рычажные (СР) с ценой деления 0,002 мм при настройке на нуль по концевым мерам длины при использовании на всем пределе измерения.

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

Обоснование выбора типа и вида шпоночного соединения, назначение.

Наиболее распространенный тип шпоночного соединения призматическими шпонками. Данный тип шпонок наиболее технологичный в изготовлении и сборки, способен передавать большие крутящие моменты.

Шпонка предназначена передавать крутящий момент от вала зубчатому колесу.

Характер шпоночного соединения - нормальный.

Определение основных размеров

В зависимости от диаметра вала определяем основные параметры шпоночного соединения:

Ширина шпонки b =16 мм

Высота шпонки h = 10 мм

Глубина впадины вала t1 = 6 мм

EI = 0, ES = +0,2 мм [4]

Глубина впадины детали t2 = 4,3 мм

EI = 0, ES = +0,2 мм [4]

Диаметр вала d = 52 мм. Расчет посадок шпоночного соединения. Исходя из выбранных параметров, рассчитываем шпонку: Шпонка 16Ч10Ч50 ГОСТ 23360-78.

Расчёт шпоночного соединения по ширине шпонки:

Ширина шпонки b = 16h9

IT = 43 мкм, es = 0, ei = -43 мкм [1]

bmax = b + es = 16+0 = 16,000 мм

bmin = b + ei = 16+(-0,043) = 15,957 мм

B1 max = B1 + ES = 16+0 = 16 мм

B1 min = B1 + EI = 16+(-0,043) = 15.957 мм

Ширина паза втулки

ES = +21 мкм, EI = -21 мкм, IT = 43 мкм [1]

B2 max = B2 + EI = 16+0,021 = 16.021 мм

B2 min = B2 + ES = 16 + (-0,021) = 15.979 мм

Определяем предельные зазоры и натяги в посадке 16 N9/h9:

S1 max = B1 max - bmin = 16 -15.957 = 0,043 мм

N1 max = bmax - B1 min = 16.000-15.957 = 0,043 мм

S2 max = B2max - bmin =16.021-15.957= 0,064 мм

N2 max = bmax - B2min=16.000 - 15.979= 0,021 мм

Расчёт шпоночного соединения по высоте шпонки:

Высота шпонки h = 10h11, es = 0, ei = -90 мкм, IT = 90 мкм [1]

hmax = h + es = 10,000+0 = 10,000 мм

hmin = h + ei = 10+(-0,090) = 9.910 мм

Глубина паза вала t1 = 6,0 мм. EI = 0, ES = +0,2 мм [4]

t1 max = t1 + ES = 6,0+0,2 = 6,2 мм

t1 min = t1 + EI = 6,0+0 = 6,0 мм

Глубина паза втулки t2 = 4,3 мм. EI = 0, ES = +0.2 мм [4]



t2 max = t2 + ES = 4,3+0,2 = 4,5 мм

t2 min = t2 + EI = 4,3+0 = 4,3 мм

Определяем предельные зазоры в соединении:

Smax = (t1 max + t2 max) - hmin = (6,2 +4,5)-9,91 = 0.79 мм

Smin = (t1 min + t2 min) - hmax = (6,0+4,3)-10 = 0.3 мм

Расчёт шпоночного соединения по длине шпонки

Длина шпонки l = 50h14

es = 0, IT = 0,62 мм [1]

ei = es - IT = 0-0,62= -0,62 мм

lmax = l + es = 50+0 = 50 мм

lmin = l + ei = 50+(-0,62) = 49,38 мм

Длина паза вала L = 50H15, EI = 0, IT = 1,0 мм [1]

ES = EI + IT = 0+1,0 = +1,0 мм

L _max = L + ES =50+1,0= 51,0 мм

L _min = L + EI = 50+0 = 50 мм

Определяем предельные зазоры в посадке:

S_max = L _max - l_min = 51,0-49,38 = 1,62 мм

S_min = L _min - l_max = 50 - 50 = 0 мм

Определяем допуск посадки:



Ts = ITD+ITd = 1000+620 = 1620 мкм.

Выбор средства контроля шпоночного соединения.

Глубину шпоночного паза измеряем глубиномером микрометрическим, ширину нутромером индикаторным, длину паза - штангенциркулем. Для контроля допусков параллельности и симметричности используем калибр шпоночный.

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

Вместо шпоночного соединения назначаем прямобочное шлицевое соединение.

Обоснование выбора основных параметров шлицевого соединения.

Т.к. шлицевое соединение передает небольшой крутящий момент, то выбираем шлицевое соединение средней серии.

Определение предельных отклонений допусков сопряжений.

Рассчитываем предельные размеры для сопряжения Ш.

Общий допуск IT = 30 мкм [1]

Верхнее отклонение ES = 30 мкм [1]

Нижнее отклонение EI = 0;

Максимальный диаметр отверстия

D_max = D + ES = 52+0,03 = 52.03 мм

Минимальный диаметр отверстия

D_min = D + EI = 52+0 = 52 мм



Общий допуск IT = 43 мкм [1]

Верхнее отклонение es= -21.5 мкм [1]

Нижнее отклонение ei = es - IT = 21.5 мкм

Максимальный диаметр вала

d_max = d + es = 52+0.0215 = 52,0215 мм

Минимальный диаметр вала

d_min = d + ei = 52+(-0.0215) = 51,9785 мм

Smax=Dmax - dmin = 52,030 - 51,9785 = 0.0515 мм

Рассчитываем предельные размеры для сопряжения Ш.

Общий допуск IT = 46 мкм [1]

Верхнее отклонение ES = 30+46=76 мкм [1]

Нижнее отклонение EI = 30 мкм;

Максимальный диаметр отверстия

D_max = D + ES = 58+0,076 = 58,076 мм

Минимальный диаметр отверстия

D_min = D + EI = 58+0,030= 58.030 мм

Общий допуск IT = 30 мкм [1]

Верхнее отклонение es= 15 мкм [1]

Нижнее отклонение ei = -15 мкм

Максимальный диаметр вала

d_max = d + es = 58+0,015 = 58.015 мм

Минимальный диаметр вала

d_min = d + ei = 58+(-0.015) = 57,985 мм

Smax=Dmax - dmin = 58,076 - 57,985 = 0,091 мм

Smin=Dmin - dmax = 58.030 - 58,015 = 0,015 мм

Рассчитываем предельные размеры для сопряжения .

Общий допуск IT = 58 мкм [1]

Верхнее отклонение ES = 58 мкм

Нижнее отклонение EI = 0; [1]

B_max = B + ES = 8+0,058 = 8.058 мм

B_min = B + EI = 8+0= 8.000 мм

Общий допуск IT = 90 мкм [1]

Верхнее отклонение es= -280 мкм [1]

Нижнее отклонение

ei = es - IT = -280-90= -370 мкм

b_max = b + es = 8+(-0,280) = 7.72 мм

b_min = b + ei = 8+(-0.370) = 7.63 мм

Smax=Bmax - bmin = 8,058 - 7,63 = 0.428 мм

Smin=Bmin - bmax = 8.000 - 7.72 = 0.280 мм

Обоснование выбора средств измерения.

Для контроля шлицевого соединения используем специальные калибр-пробку и калибр-скобу, которые представляют собой эталонные образцы сопрягаемых вала и ступицы колеса. Для контроля допусков симметричности и параллельности используют головку индикаторную.



2. Выбор посадок расчетным методом

2.1 Расчет и выбор посадок с натягом

Для расчета необходимого натяга в соединении воспользуемся формулой Лямэ:

,

где ,

Е=200000 МПа.

Из формул выражаем натяг

Выбираем ближайшую посадку с натягом Ш52H7/р6.



3. Расчет выбора посадок подшипников качения

Выбор и обоснование типа подшипников.

В соответствии с расчетом диаметра вала под подшипником выбираем подшипник 210 ГОСТ 8338-81, подшипник шариковый радиальный однорядный с размерами:

d = 50 мм;

D = 90 мм;

B = 20 мм; класс точности нормальный.

Вид нагружения колец подшипника.

Выбираем посадки внутреннего кольца подшипника на вал и наружного кольца в корпус.

Вращающимся элементом в узле является вал, поэтому внутреннее кольцо подшипника нагружено местно, и во избежание проскальзывания кольца относительно вала необходимо выбрать посадку с натягом.

Наружное кольцо подшипника установлено в корпус неподвижно, испытывает циркуляционное нагружение, и поэтому необходимо выбрать посадку с зазором.

Выбор посадок подшипниковых колец.

По ГОСТ 3325-85 табл.1,2:

Выбираем посадку внутреннего кольца Ш50 L0/k6.

Выбираем посадку наружного кольца Ш90 H7/l0.

Расчет предельных размеров деталей, предельные и средние натяги и зазоры в соединениях.

Верхнее отклонение ES = 0,

Нижнее отклонение EI = -12 мкм;

Наибольший предельный диаметр отверстия

L0max = L0 + ES = 50+0 = =50,000 мм,



Наименьший предельный диаметр отверстия

L0min = L0 + EI = 50+ + (-0,012) = 49,988 мм.

Верхнее отклонение es = 0,

Нижнее отклонение ei = -15 мкм;

Наибольший предельный диаметр вала

l0max = l0 + es = 90+0 = 90,000 мм,

Наименьший предельный диаметр вала

l0min = l0 + ei = 90+(-0,015) =89,985 мм.

Определяем предельные отклонения и размеры вала Ш50k6:

Допуск на вал IT = 16 мкм,

Нижнее отклонение ei = 2 мкм,

Верхнее отклонение

es = IT + ei = 16+2 =18 мкм;

Наибольший предельный диаметр вала

d_max = d + es = 50+0,018 = 50,018 мм,

Наименьший предельный диаметр вала

d_min = d + ei = 50+0,002 = 50,002 мм.



Определяем предельные натяги в посадке:

N_max = d_max - L0_min = 50,018-49,988 = 0,030 мм,

N_min = d_min - L0_max = 50,002-50,000 = 0,002 мм,

N_ср. = (N_max - N_min)/2 = (0,030+0,002)/2 = 0,016 мм.

Определяем предельные отклонения отверстия Ш90H7:

IT = 35 мкм,

Нижнее отклонение EI = 0,

Верхнее отклонение

ES = IT + EI = 35+0 = 35 мкм;

Наибольший предельный диаметр отверстия

D_max = D + ES = 90+0,035 = =90,035 мм,

Наименьший предельный диаметр отверстия

D_min = D + EI = 90+0 = 90,000 мм.

Определяем предельные зазоры в посадке:

S_max = D_max - l0_min = 90,035-89,985= 0,050 мм,

S_min = D_min - l0_max = 90,000-90,000 = 0,

S_ср. = (S_max + S_min)/2 = (0,050+0)/2 = 0,025 мм.

Проверка наличия радиального зазора в подшипнике. Для проверки в подшипнике качения радиального зазора рассчитаем увеличение зазора в посадке. Для этого проводят расчёт эффективного натяга для кольца, которое испытывает циркуляционное нагружение:

Nэф. =0,85·Nср. =0,85·0,016 = 0,0136 мм

Затем определяем диаметральную деформацию беговой дорожки кольца

?d1 = Nэф.(d/d₀) =0,0136 (50/60) = 0,011 мм

Приведенный внутренний диаметр кольца

d₀ =d+(D-d)/4 = 50+(90-50)/4 =60 мм

Тогда зазор в подшипнике Gr_пос после посадки с натягом

Gпос = Gr ср. - ?d1 = 18 - 11 = 7 мкм

Среднее значение предельного зазора

Gr ср. = (Gr min+ Gr max)/2 = (6+26)/2 =16 мкм.

Минимальное значение предельного зазора Gr min =8 мкм [3]

Максимальное значение предельного зазора Gr max =28 мкм [3]

Заклинивание не произойдёт, так как Grпос не превышает Gr max

Шероховатость посадочных мест под подшипники

Шероховатость поверхности [3]:

- посадочной поверхности вала под кольцо подшипника Ra=1,25 мкм;

- торцовой поверхности корпуса заплечника Ra=2,5 мкм и заплечника вала Ra=1,25 мкм;

- посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника Ra=1,25 мкм

Допуски формы и расположения посадочных поверхностей

Допуск круглости посадочной поверхности вала под кольцо подшипника - 4,0 мкм;

Допуск профиля продольного сечения посадочной поверхности вала под кольцо подшипника - 4,0 мкм;

Допуск круглости посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника - 9 мкм;

Допуск профиля продольного сечения посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника - 9 мкм.

Допуск торцевого биения заплечиков вала - 25 мкм;

Допуск торцевого биения заплечиков корпуса - 64 мкм. [3]

4. Решение линейных размерных цепей

4.1 Решение линейных размерных цепей методом полной взаимозаменяемости

Для катка опорного строится линейная размерная цепь относительно замыкающего звена мм. Диаметр подшипника 90 мм.

Из чертежа узла определяем номинальные размеры звеньев.

Определяем среднее число единиц допуска размерной цепи:

В соответствии с полученным значением определяем средний квалитет точности размерной цепи - 16 квалитет. Назначаем допуски на размер по 16-му квалитету:

Определяем допуск на размер :

.



Назначаем предельные размеры составляющих звеньев:

Определяем координаты середины полей допусков.

Из уравнения

Определяем предельные отклонения звена .

В итоге .

4.2 Решение линейных размерных цепей вероятностным методом

Определяем среднее количество единиц допуска в размерной цепи

Этому значению соответствует 17 квалитет точности. Назначаем допуски на размеры по 17-му квалитету:

Определяем допуск на размер :



.

Назначаем предельные размеры составляющих звеньев:

Определяем координаты середины полей допусков.

Из уравнения

Определяем предельные отклонения звена .

В итоге .



Заключение

В результате выполнения курсовой работы был произведен выбор и расчет посадок методом аналогии и расчетным методом, выбор и расчет посадок подшипников качения. Для механизма привода дискового ножа был произведен расчет размерной цепи методами полной взаимозаменяемости и вероятностным методом.

Литература

1. ЕСДиП25346-89

2. РД 50-98-86

3. ГОСТ 24810-81

4. ГОСТ 23360-78

5. ГОСТ 18360-73

6. ГОСТ 8338 - 71

7. ГОСТ 24705-81

8. Стандартизация, метрология, взаимозаменяемость: метод. пос. / К.В. Сашко [и др.]. - Минск: БГАТУ, 2006. - 148 с.

Размещено на Allbest.ru

...