Расчет и выбор посадок типовых соединений

Размещено на http://www.allbest.ru/

Новосибирский государственный аграрный университет

Инженерный институт

Кафедра ТМС

Курсовая работа

на тему: «Расчет и выбор посадок типовых соединений»

Выполнил: Кулешов И.Н.

Проверила: Возженникова Т.В.

Новосибирск 2014

Содержание

1. Определение полей допусков и расчет параметров посадок гладких цилиндрических соединений

2. Расчет и выбор посадок с зазором

3. Расчет и выбор неподвижной посадки

4. Расчет исполнительных размеров гладких предельных калибров

5. Расчет и выбор посадок для подшипников качения

6. Определение допусков и предельных размеров резьбового соединения

7. Определение допусков и предельных размеров для шпоночного соединения

8. Расчет точности размеров входящих в разные цепи

Список литературы



1. Расчет параметров посадок гладких цилиндрических соединений

Для заданного соединения определенного квалитета рассчитать и занести в таблицы рекомендуемой формы: Определенные отклонения, предельные размеры, допуски отверстий и валов, образующих соединения в системе отверстия (СА) и в системе вала (СВ); предельные значения натягов, зазоров и допуски посадок.

Параметры посадок, образующих соединения в системе отверстия и в системе вала, рассчитать по зависимостям:

Предельные значения определяют:

Для вала

d_max = d_н + ei; (1.1)

Для отверстия

D_max = D_н + ES (1.2)

Где D_н ,d_н - номинальные размеры вала и отверстия;

ES, еs - верхнее отклонение вала и отверстия;

ЕI, ei - нижнее отклонение вала и отверстия .

Величины допусков определяют :

Т_d = es + ei; (1.3)

Т_D = ES + EI (1.4)

Для посадок с натягом величины натягов определяю:

посадка цилиндрический резьбовой соединение

N_max = es - EI (1.5)

N_min = ei - ES = - S_max (1.6)

Средний натяг - это среднее арифметическое число между наибольшим и наименьшим натягами:

N_cp = (1.7)

Для посадок с зазором величины зазоров определяют:

S_max = ES - ei (1.8)

S_min = EI - es (1.9)

Cсредний зазор - это среднее арифметическое число между наибольшим и наименьшим зазорами:

S_cp = (1.10)

Для переходных посадок наибольшее значение натяга и зазора определяют:

N_max = d_max - D_min (1.11)

S_max = D_max - d_min (1.12)

Средний натяг в переходных посадках рассчитывают по формулам:

N_cp = (1.13)

Допуск посадки определяется:

Допуск натяга T_max = N_max - N_min = Т_{d +} Т_D (1.14)

Допуск зазора T_S = S_max - S_min = Т_{d +} Т_D (1.15)

Допуск переходной посадки

T_N = T_S= N_max - N_min = S_max - S_min = Т_{d +} Т_D : (1.16)

Таблица 1.1 Посадки в системе отверстия для соединения 10 мм в пятом квалитете.

посадка	Отклонение, мкм.	Предельные размеры, мм.	Допуски, мкм.	Зазоры, мкм.	Натяг, мкм.	Допуск посадки.
	D	d	D	d	D	d	S	N	T
	ES EI	es ei	Dmax Dmin	dmax dmin	TD	Td	Smax	Smin	Scp	Nmax	Nmin	Ncp	Ts TN	Ts TN
Н5 g4	+6 0	-5 -9	10.006 10	9.995 9.991	6	4	15	5	12	-	-	-	10	0.006
H5 k4	+6 0	+5 +1	10.006 10	10.005 10.001	6	4	5	-	-	5	-	-	10	0.010
H5 n4	+6 0	+14 +10	10.006 10	10.014 10.010	6	4	-	-	-	4	4	7	10	0.006

Таблица 1.2 Посадки в системе вала для соединения 10 мм в восьмом квалитете.

Посадка	Отклонение, мкм.	Предельные размеры, мм.	Допуски, мкм.	Зазоры, мкм.	Натяг, мкм.	Допуск посадки.
	D	d	D	d	D	d	S	N	T
	ES EI	es ei	Dmax Dmin	dmax dmin	TD	Td	Smax	Smin	Scp	Nmax	Nmin	Ncp	Ts TN,мкм	Ts TN,мм
D9 n8	+76 +40	0 -22	10.076 10.040	10 9.978	36	22	98	40	64	-	-	-	58	0.058
N9 n8	0 -36	0 -22	10 9.964	10 9.978	36	22	22	-	-	36	-	-	58	0.058
P8 n8	-15 -37	0 -22	9.985 9.963	10 9.978	22	22	-	-	-	37	-	-	44	0.044

2. Расчет и выбор посадок с зазором

Дано: D = 30 мм = 0.030 м - номинальный диаметр подшипника;

L = 50 мм = 0.050 м - длина подшипника;

Р = 0.4 тыс. = 400 Н - нагрузка;

n = 5000 об/мин;

= 523.3 рад/с - угловая скорость;

= 0, 040 - динамический коэффициент вязкости масла;м²

Масло: Инд. 50.

Определяем среднее удельное давление в подшипнике

(2.1)

Определяем значение произведения

(2.2)

Определяем наивыгоднейший зазор

(2.3)

Расчетный зазор, по которому выбирают посадку, определяем по формуле:

(2.4)

 = 95.8 10^-6 - 2 (3.2 10⁶ + 6.3 10⁶) = 86.310^-6 м

- шероховатость поверхностей вала и отверстия по ГОСТ-2789-73, где принимается:

2.5 Что бы большая часть подвижных соединений при сборке имела зазор, близкий к расчетному при выборе стандартной посадки необходимо равенство:

(2.5)

система вала с зазором.

S_max = 111 10^-6

S_min = 65 10^-6

Выбранную посадку необходимо проверить на наименьшую толщину масленой пленки h_min , при которой обеспечивается жидкостное трение.

(2.6)

Для обеспечения жидкостного трения нужно соблюдать условие:

Условие соблюдается, значит посадка выбрана верно.

3. Расчет и выбор неподвижной посадки

Величина натяга в неподвижном соединении должна обеспечить:

- прочность неподвижного соединения, т.е. гарантировать относительную неподвижность вала и отверстия;

- прочность деталей, образующих неподвижное соединение, т.е. при сборке соединения детали не должны разрушаться.

Исходя из этих условий производят расчет и выбор посадки.

Дано: D = 200 мм = 0.2 м

L = 360 мм = 0.36 м

d₁= 60 мм = 0.06 м

d ₂ = 440 мм = 0.44 м

Сталь - 45

Удельное давление на сопрягаемых поверхностях неподвижного

соединения определяют при действии крутящего момента М_кр, Нм

(3.1)

где : d - внутренний размер вала;

L - длина соединения;

М_кр - крутящий момент;

f - коэффициент трения, f = 0,15.

Наименьший натяг в соединении определяют на основании зависимостей, известных из решения задачи Лемы для толстостенных цилиндров:

(3.2)

где Е₁ и Е₂ - модули упругости материала вала и отверстия, для стали

Е = 2,1*10¹¹ Н/м²;

С₁ и С₂ - коэффициенты, определяемые по формулам

(3.3)

(3.4)

где м₁ и м₂ - коэффициенты Пуассона для материала вала и отверстия (для стали м = 0,3).

Расчетный натяг, по которому выбирают посадку, определяют по формуле

(3.5)

Величины R_z1 и R_z2 - шероховатость поверхностей вала и отверстия

по ГОСТ 2789-73, которая принимается R_z1 = 3,2 мкм и R_z2 = 6,3 мкм.

Выбор стандартной посадки производят из условия относительной

неподвижности соединяемых деталей:

N_{min станд} N_расч ; 48 мкм 31,4 мкм (3.6)

N_max = 97 мкм , N_min = 48 мкм

200

Обозначение посадки:

Предельные размеры вала и отверстия

D_max = D_n + ES = 200 + 0,029 = 200,029 мм

D_min = D_n + EI = 200 +0 = 200 мм

d_max = d_n + es = 200 + 0,097 = 200,097 мм

d_min = d_n + ei = 200+0,077 = 200,077 мм

Величины предельных зазоров

N_max = d_max - D_min= 200,097 - 200 = 0,097 мм

N_min = d_min - D_max =200,077 - 200,019 = 0,058 мм

Удельное давление, возникающее при наибольшем натяге выбранной посадки, определяют из формулы

(3.7)

Возникающие при этом напряжения в охватывающей (отверстие) и охватываемой (вал) детали будут равны

 (3.8)

(3.9)

Если у₁ и у₂ меньше предела текучести материала деталей соединения, т.е. у₁ < у_Т1 и у₂ < у_Т2 , то посадка выбрана правильно.

где у_Т =3610⁷ - предела текучести для марки стали 45.

у₁ < у_Т1; 241,810⁵ < 360010⁵ (3.10)

у₂ < у_Т2 ;229,610⁵< 360010⁵

Условие соблюдается, посадка выбрана правильно.

4. Расчет исполнительных размеров гладких предельных калибров

Исполнительными размерами калибров называются размеры, которые проставляются на рабочих чертежах калибров, т.е. размеры, по которым должны изготавливаться новые калибры.

Дано: сопряжения

45.

Обозначение посадки:

45

Предельные размеры вала и отверстия

D_max = D_n + ES = 45 + 0,062 = 45,062 мм

D_min = D_n + EI = 45 + 0 = 45 мм

d_max = d_n + es = 45 - 0,08 = 44,920 мм

d_min = d_n + ei = 45 - 0,142 = 44,858 мм

Расчет исполнительных калибров для контроля отверстия и вала.

Калибр-пробка для контроля отверстия: 45 Н9

Дано: H = 0,0025 мм, y = 0,002 мм, z = 0,0025мм

мм (4.1)

мм (4.2)

мм (4.3)

мм (4.4)

мм (4.5)

Калибр-скоба для контроля вала: 45 d9

Дано: H₁ = 0,007 мм, y₁ = 0 мм, z₁ = 0,011 мм, H_p = 0,0025 мм

мм (4.6)

мм (4.7)

мм (4.8)

мм (4.9)

мм (4.10)

Контрольные калибры для контроля скоб:

мм (4.11)

мм (4.12)

мм (4.13)

5. Расчет и выбор посадок для подшипников качения

Дано: № подшипника 230;

Класс точности 0;

Р_н = 610³ Н.

По номеру подшипника устанавливаем его техническую характеристику из таблиц ГОСТ 8338-75.

Габаритные размеры подшипника:

D - наружный диаметр 270 мм;

d - внутренний диаметр 150 мм;

В - ширина кольца 45 мм;

r - радиус фаски 4,0 мм.

Установочные размеры сопрягаемых с подшипником деталей:

d_2min - диаметр заплечика вала 163 мм;

D_2max - диаметр заплечика корпуса 256 мм.

По характеру нагрузки подшипника определяем интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности циркуляционного нагруженного кольца по формуле

(5.1)

где Р_н - радиальная нагрузка на опору, кН;

b - рабочая ширина посадочного места, м ( b=В - 2r );

b = 0,045 - 20,004=0,037 м

r - радиус скругления кромок отверстия внутреннего кольца;

К₁ = 1 - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки;

К₂ = 1- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга;

К₃ = 1 - коэффициент неравномерности распределения радиальной

нагрузки Р_н.

Наружное кольцо местно нагружено:

Внутренние кольцо циркуляционно нагружено:

По установленным отклонениям вычерчиваем раздельные схемы расположения полей допусков на соединение внутреннего кольца подшипника с валом (рис. 5.2) и наружного кольца с корпусом (рис. 5.1) с указанием зазоров и натягов.

Устанавливаем максимальное и минимальное значения радиального зазора для подшипника основного ряда и определяем среднее значение начального зазора: S_min = 18 мкм, S_max = 53 мкм.

(5.2)

Определяем значение приведенного среднего диаметра беговой дорожки циркуляционно-нагруженного кольца подшипника.

Для внутреннего кольца:

(5.3)

где d₀ - приведенный диаметр внутреннего кольца, мм;

d - внутренний диаметр подшипника, мм.

Определяем величину диаметральной деформации беговой дорожки циркуляционного нагруженного кольца после посадки его на сопрягаемую деталь с натягом.

При посадке внутреннего кольца на вал:

(5.4)

где N_эф - эффективный (действительный) натяг, мкм:

(5.5)

По величине диаметральной деформации циркуляционного нагруженного кольца определяем посадочный зазор S подшипника.

При посадке подшипника на вал:

(5.6)

Подшипник выбираем из нормального ряда.

6. Определение допусков и предельных размеров резьбового соединения

Метрические резьбы общего назначения для диаметров от 1 до 600 мм регламентируются ГОСТ 9150-81 «Резьба метрическая. Профиль», ГОСТ 8724-81 «Резьба метрическая. Диаметры и шаги», ГОСТ 24705-81 «Резьба метрическая. Основные размеры». Допуски и посадки для метрических резьб предусматриваются с зазором, переходные и с натягом, которые приводятся в стандартах:

ГОСТ 16093-81 «Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором»;

ГОСТ 24834-81 «Резьба метрическая. Переходные посадки»;

ГОСТ 4608-81 «Резьба метрическая. Посадка с натягом».

Дано:

Резьбовое соединение М 20-.

Определяем номинальные размеры наружного, среднего и внутреннего диаметров по ГОСТ 24705-81:

D = d = 20 мм - наружный диаметр

D₂ = d₂ = 20-2+0,376=18,376 мм - cредний диаметр

D₁ = d₁ = 20-3+0,294=17,297 мм - внутренний диаметр

Определяем отклонения и допуски на размеры резьбового соединения для посадок с зазором по ГОСТ 16093-81.

Наружная резьба 7g6g

d = 20 мм d₂ =18,376 мм d₁ =17,294 мм

es = - 0,042 мм es = - 0,042 мм es = - 0,042 мм

ei = - 0,377 мм ei = - 0,254мм ei - не нормируется

T_d = 0,335мм T_d2 = 0,212 мм T_d1- не нормируется

Внутренняя резьба 7Н

D = 20 мм D₂ = 18.376 мм D₁ = 17.294 мм

ES - не нормируется ES = + 0,280 мм ES = + 0,560 мм

EI = не нормируется EI = 0 EI = 0

T_D не нормируется T_D2 = 0,280 мм T_D1 = 0,560 мм

По отклонениям подсчитываем предельные размеры наружного, внутреннего и среднего диаметра резьбового соединения и заносим в таблицу раздельно для болта и гайки.

Придельные размеры наружной резьбы 7g6g

Придельные размеры наружного диаметра резьбового соединения

d_max = d_n + es = 20 - 0,042 = 19.958 мм

d_min = d_n + ei = 20 - 0,377 = 19.623мм

Придельные размеры среднего диаметра резьбового соединения

d_max = 18.376- 0,042 = 18.334 мм

d_min = 18.376- 0,254 = 18.122мм

Придельные размеры внутренней резьбы 7Н

Придельные размеры наружного диаметра резьбового соединения

D_min = 20 - 0 = 20 мм

Придельные размеры среднего диаметра резьбового соединения

D_max = 18.376+ 0,280 = 18.656 мм

D_min = 18.376+ 0 = 18.376мм

Придельные размеры внутреннего диаметра резьбового соединения

D_max = 17.294+ 0,560 = 17.854 мм

D_min = 17.294+ 0 = 17.294мм

Таблица 6.1 - Придельные размеры наружной резьбы 7g6g

	d, мм	d2, мм	d1, мм
d н	20	18.376	17.294
d max	19.958	18.334	-
d min	19.623	18.122	-

Таблица 6.2 - Придельные размеры внутренней резьбы 7Н

	D, мм	D2, мм	D1, мм
D н	20	18.376	17.294
D max	-	18.656	17.854
D min	20	18.376	17.294

Вычерчиваем профиль резьбового соединения по ГОСТ 9150-81, на линиях профиля в соответствии с предельными размерами вычерчиваем схемы расположения полей допусков на наружную и внутреннюю резьбы (рис. 6.3). Также вычерчиваем схемы расположения полей допусков отдельно на наружную (рис. 6.1) и внутреннюю резьбы (рис. 6.2). На полях допусков резьбового соединения проставляем наибольшие и наименьшие предельные размеры наружного, внутреннего и среднего диаметров.

7. Определение допусков и предельных размеров для шпоночного соединения

Дано:

D = 25 мм;

l = 40 мм;

Исполнение 2;

Соединение нормальное.

По ГОСТ 23360-78 «Шпонки призматические. Размеры, допуски и посадки » в зависимости от диаметра шпоночного соединения определяем

номинальные размеры:

b - ширина шпонки 8 мм;

h - высота шпонки 7 мм;

t₁ - глубина паза на валу 4,0 мм;

t₂ - глубина паза на втулки 3,3 мм.

Длина шпонки l = 40 мм.

Определяем предельные отклонения для размеров шпонки, паза на валу и втулки.

Высота шпонки

Длина шпонки

Длина паза

Глубина паза на волу t₁ = 4,0_-0,2

Глубина паза на втулке t₂=3,3^+0,2

Ширина шпонки

Паз на волу

Паз на втулки

Вычерчиваем схему расположения полей допусков на ширину шпонки.

Величины предельных зазоров

Величины предельных зазоров паза на валу

S_max = D_max - d_min = 8 - 7,964 = 0,36 мм

Величины предельных зазоров паза на втулки

S_max = 8,018 - 7,964 = 0,054 мм

Величины предельных натягов

Величины предельных натягов паза на валу

N_max = d_max - D_min= 8 - 7,964 = 0,036 мм

Величины предельных натягов паза на втулки

N_max = 8 - 7,982 = 0,018 мм

8. Расчет точности размеров, входящих в размерные цепи

Дано:

А мм;

А₁ = 50 мм.

Для заданного узла составляем размерную цепь (рисунок 8.1) и рассчитывают номинальные размеры, допуски и отклонения составляющих звеньев методом полной взаимозаменяемости.

А₁, А₇ - увеличивающиеся звенья.

А₂, А₃, А₄, А₅, А₆ - уменьшающие звенья.

Номинальные размеры составляющих звеньев размерной цепи рассчитывают по формуле

 (8.1)

мкм

i₁ = 1,56 мм

i₂ = 1,86 мм

i₃ = 0,73 мм

i₄ = 0,9 мм

i₅ = 1,31 мм

i₆ = 0,73 м

i₇ = 1,56 мм

По заданному допуску исходного звена цепи определяем среднее число единиц допуска:

(8.2)

По значению a_m выбираем ближний квалитет по ГОСТ 25346-89 и

ГОСТ 25348-82 и определяем величины допусков составляющих размеров в соответствии с их номинальным размером. Значения допусков можно корректировать, учитывая конструктивно-эксплуатационные требования и возможность такого процесса изготовления, экономическая точность которого близка к требуемой точности размеров. Допуски для охватывающих размеров рекомендуется определять как для основного отверстия, для охватываемых как для основного вала.

IT = 10

TA₁ = 100 мкм;

TA₂ = 120 мкм;

TA₃ = 48 мкм;

TA₄ = 58 мкм;

TA₅ = 84 мкм;

TA₆ = 48 мкм;

TA₇ = 100 мкм.

При этом должно выполняться условие.

, 700 мкм 558мкм (8.3)

На каждый составляющий размер назначаем предельные отклонения по принципам, обеспечивающим полную взаимозаменяемость, т.е. на охватывающие размеры (увеличивающие звенья) в «+» (нижнее отклонение равно 0), на охватывающие в «-» (верхнее отклонение равно 0), на все остальные - симметрично (нижнее отклонение равно верхнему).

Наименее ответственное звено размерной цепи выбираем корректирующим и рассчитываем по методу «max-min».

А₄ - корректирующие звено.

 (8.4)

(8.5)

Находим допуск корректирующего звена:

(8.6)

Проверяем правильность назначения допусков на составляющие звенья размерной цепи:

, 700 мкм = 700мкм. (8.7)

Условие выполняется допуски и отклонения на все размеры назначены верно.

Список литературы

1. Метрология, стандартизация и сертификация: метод. указания к выполнению курсовой работы / Новосиб. аграр. ун-т Инженер. ин-т; сост.: Е.В. Агафонова, Т.В. Возженникова, Р.В. Конореев, В.В. Коноводов, З.А. Лузянина. - Новосибирск, 2010. - 26 с

2. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2 ч./М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский.- Л.: Политехника, 1991.-Ч.1.-575с; Ч.2.-608с.

3. Медовой И.А. и др. Исполнительные размеры калибров: Справочник: В 2 ч.- М.: Машиностроение, 1980.- Ч.1.- 384с.; Ч.2.- 445с.

4. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник/Л.Я. Перель, А.А. Филатов.- М.: Машиностроение, 1992.- 608с.

5. Подшипники качения: Справочник-каталог/Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского.- М.: Машиностроение, 1984.- 280с

Размещено на Allbest.ru

...