Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

*****

БЕЛОРУСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ

Кафедра технологии металлов

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине: Метрология. Стандартизация и сертификация.

На тему: Расчёт и выбор посадок типовых соединений

Выполнил :Студент 3к. 3гр.(НИСПО) Сильванович К.В.

Проверил: Ратобыльская Ю.А.

Горки 2010



Реферат

Курсовой проект включает расчетно-пояснительную записку на 33 стр. компьютерного текста, она содержит 4 таблицы, 1 рисунок, список используемой литературы 4 источника и графическую часть на 6 листах формата А3.

Ключевые слова: посадка, отклонение, размер, зазор, допуск посадки, поле допуска, шероховатость, подшипник, погрешность, измерение, шпоночное соединение.

Произведён расчёт размерных характеристик следующих соединений: гладкого цилиндрического, подшипникового, шпоночного, шлицевого. А также произведен расчёт линейной размерной цепи методом полной взаимозаменяемости.

В графической части представлены: чертежи соединений и приведены расположение полей допусков.

цилиндрический калибр посадка шпоночный



Введение

Для повышения технического уровня и качества продукции, роста производительности труда, экономии трудовых и материальных ресурсов необходимо во всех отраслях народного хозяйства развивать и совершенствовать системы стандартизации на основе внедрения достижений науки, техники и практического опыта.

Необходимо усилить действенное и активное влияние стандартов на выпуск продукции, соответствующей по своим технико-экономическим показателям высшему мировому уровню

Сегодня, когда для производства одной машины необходима кооперация между сотнями предприятий различных отраслей промышленности, вопросы качества продукции невозможно решить без расширения работ по совершенствованию системы взаимозаменяемости, метрологического обеспечения, улучшения методов и средств контроля продукции. Поэтому подготовка современного инженера включает освоение широкого круга вопросов, связанных со стандартизацией, взаимозаменяемостью и техническими измерениями. Курс «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» является логическим завершением цикла общетехнических курсов теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, деталей машин. Если другие курсы цикла служат теоретической основой проектирования машин и механизмов, использования типовых деталей машин, расчетов их на прочность и жесткость, то данный курс рассматривает вопросы обеспечения точности геометрических параметров. Задачи повышения качества изготовления, эксплуатации и ремонта сельскохозяйственной техники можно рассматривать комплексно, используя принципы стандартизации, взаимозаменяемости и контроля установленных технических условий.

Цель дисциплины - выработка у будущих инженеров знаний и практических навыков использования и соблюдения требований комплексных систем общетехнических стандартов, выполнения точностных расчетов и метрологического обеспечения при изготовлении, эксплуатации и ремонте сельскохозяйственной техники.

В результате изучения курса и в соответствии с квалификационной характеристикой инженер-механик сельского хозяйства должен знать: основные положения, понятия и определения в области стандартизации; государственную систему стандартизации и ее роль в ускорении научно-технического прогресса, интенсификации производства, повышении качества сельскохозяйственной техники и экономической эффективности ее использования; основные вопросы теории взаимозаменяемости и технических измерений, правила обозначения норм точности в конструкторской и технологической документации; методики расчета и выбора стандартных посадок типовых соединений деталей машин; расчет размерных цепей; устройство средств измерения линейных и угловых величин, их настройку, правила эксплуатации и методику выбора.



1. Расчёт и выбор посадок гладких цилиндрических соединений с натягом

Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных (или разбираемых в отдельных случаях при ремонте) соединений деталей. Иногда в таких соединениях используют дополнительное крепление винтами, штифтами, шпонками. Относительная неподвижность деталей обеспечивается за счет сил сцепления (трения), возникающих на контактирующих поверхностях вследствие их деформации, создаваемой натягом при сборке соединения.

Расчет посадок с натягом выполняется с целью обеспечить прочность соединения и прочность сопрягаемых деталей. Иными словами, к посадкам с натягом предъявляются два основных требования:

1. Посадка должна гарантировать относительную неподвижность соединяемых деталей при наименьшем действительном натяге Nmin , необходимом для восприятия и передали внешних нагрузок;

2. Обеспечить прочность соединяемых деталей при наибольшем действительном натягеNmax при котором будут отсутствовать пластические деформации.

Для расчёта и выбора посадок с натягом необходимо иметь данные. Приводим их числовые значения:

Номинальный диаметр соединения d_H=0,08 м

Внутренний диаметр вала, d₁= 0.035 м

Наружный диаметр втулки, d₂= 0,12 м

Передаваемый крутящий момент М_кр=820 Нм

Длина соединения l= 0.07 м

Материал соединяемых деталей Сталь 35Х

Шероховатость поверхности втулки R_zD=8 мкм

Шероховатость поверхности вала R_zd=4 мкм

Коэффициент трения f=0,14

Коэффициент Пуассона 0,3

Коэффициент трения f колеблется в широких пределах, потому что на прочность неподвижного соединения влияет много факторов. К ним относятся шероховатость поверхностей соединяемых деталей, скорость запрессовки, наличие масла и т. д. в практических расчетах коэффициент трения выбирается в зависимости от материала соединяемых деталей .

Если сборка производится с использованием температурных деформаций (нагрев охватывающей или охлаждение охватываемой детали), коэффициент трения f увеличивается. Для стальных и чугунных деталей f часто принимают равным 0,14.

По крутящему моменту и размерам соединения определяется величина наименьшего удельного давления между поверхностями соединения вала и втулки (рис. 1.1).

Рис 1.1 Соотношение размеров вала и отверстия для неподвижного соединения.

(1.1)



(Н/м²)

После определения P_minнаходится величина наименьшего допустимого натяга:

(1.2)

где E_D и Ed -- модули упругости материала отверстия и материала вала, Н/м².

Для углеродистых сталей Е = 2,0...2,1 *10¹¹ Н/м², для легированных Е --2,1-10¹¹ Н/м². Cd и С_D- коэффициенты, определяемые по формул

(1.3)

(1.4)



В приведенных формулах и -- коэффициенты Пуассона для материала отверстия и вала. Для стали 0,3, для чугуна и цветных металлов 0,25.

=13.6 (мкм)

С учетом наличия, шероховатости поверхностей соединяемых деталей определяется величина расчетного натяга Npac

N_pac= N_min+1.2(R_zD+R_zd) (1.5)N_pac=13.6+1,2(8+4)=28 (мкм)

По таблице приложения 9 выбираем посадку, удовлетворяющую условию

N_mincтN_pac(1.6)

Данному условию удовлетворяет стандартная посадка

По таблицам приложений 1 и 2 выбираем

Для указанной посадки:

N_max = es--EI =0.078--0=0.078 (мм) (1.7)

N_min =ei --ES =0.059-- 0.03 =0.029 (мм)(1.8)



пределяем предельные размеры и допуски на обработку деталей соединения согласно выбранной посадке:

а) отверстия:

Dmах=D_H+ES(1.9)Dmах =80+0,03=80,03 (мм)

Dmin=D_H+EI (1.10)Dmin= 80+0 = 80 (мм);

T_D = D_max-D_mln=ES-EI_;(1.11)T_D-=80,03--80=0,03 (мм)

б) вала:

d_max = d_H+es(1.12)d_max =80+0.078 =80.078 (мм)

d_min = d_H+ei(1.13)d_min =80+0.059 =80.059 (мм)

T_d = d_max-d_mln=es-ei(1.14)T_d =80.078--80.059 =0,019(мм)

Определяем допуск посадки;

Ts=N_max-N_min=T_D+Td(1.15)Ts = 0.078-0.029 = 0.049 (мм).

После того, как выбрана посадка, определяется наибольшее удельное давление на сопрягаемых поверхностях при наибольшем натяге N_mincт выбранной посадки

=40.3·10⁶(Н/м²)

Определяется наибольшее напряжение во втулке, а также в случае полого вала проверяется на прочность и вал:



(1.17)

(1.18)

Проверка прочности втулки производится по условию

(1.19)

а в случае полого вала проводится проверка прочности вала по условию

(1.20)

=101.6·10⁶(Н/м²)

=99.6·10⁶(Н/м²)

Расчет посадок с натягом заканчивается определением усилия, необходимого при запрессовке вала во втулку при максимальном натяге:

(1.21)

=117278.2(Н)

Строим схему расположения полей допусков. Схема изображается в произвольном масштабе. Номинальному размеру соединения соответствует нулевая линия, которая изображается горизонтально. Вверх от нее откладываются положительные отклонения размера, а вниз-отрицательные.

Вычерчиваем сборочный и подетальный эскизы соединяемых деталей с указанием посадки, предельных отклонений и шероховатости поверхностей.

Выбираем универсальные средства измерения соединяемых деталей, считая, что измерение производим в индивидуальном производстве.

Выбор универсальных измерительных средств производится с учетом метрологических, конструктивных и экономических факторов. При выборе универсальных средств измерения необходимо, чтобы предельная погрешность средств измерения lim равнялась или были бы меньше допустимой погрешности измерения . т. е. чтобы соблюдалось условие:

Для рассматриваемого соединения d_H=80 мм, T_D=30 мкм, T_d =19 мкм, выбираем из таблицы приложения 3для отверстия80H7 = 9.0 мкм; для вала 80s6= 5.0 мкм.

Этим требованиям соответствуют (приложение 4) для отверстия- нутромер индикаторный с измерительной головкой с ценной деления 0,001 мм, а для вала скоба рычажная с ценной деления 0,002 мм, характеристики которых заносим в табл. 1.1.

Таблица 1.1. Исходные данные и характеристика выбранных средств измерений

Деталь	Величина допуска детали, IT детали, мкм	Допустимая погрешность ,мкм	Предельная погрешность средств измерения ,мкм	Наименование измерительных средств и их метрологическая характеристика
Отверстие	30	9.0	6.5	нутромер индикаторный с измерительной головкой с ценной деления 0,002 мм
Вал	19	5.0	4	скоба рычажная с ценной деления 0,002 мм

1.1 Расчёт исполнительных размеров гладких калибров

При изготовлении предельных калибров, их исполнительные размеры необходимо выдерживать в пределах допусков на калибры, установленных стандартами ГОСТ 24853 - 81 (ст. СЭВ 157 - 75).

Рассчитаем рабочие калибры для контроля деталей соединения: Ш80

Найдём предельные и исполнительные размеры калибра- пробки

По приложению 2[2] находим данные для расчета калибра - пробки.

Z=4 мкм,Y=3 мкм,H=5 мкм.

Проходная сторона калибра - пробки .

ПР_max=D_min+Z+H/2=80+0.004+0.005/2=80,0065 мм.(1.1.1)

ПР_min= D_min+Z-H/2=80+0,004-0,005/2=80,0015 мм.(1.1.2)

ПР_изм= D_min-Y=80-0,003=79,997 мм.(1.1.3)

Исполнительные размеры проходной и непроходной сторон калибра - пробки являются их наибольшие предельные размеры с допуском, численно равным допуску на изготовление калибра (в «минус»).

Тогда для проходной стороны калибра - пробки исполнительный размер:

ПР_исп=80,0065_-0,005

Непроходная сторона калибра пробки:

НЕ_max=D_max+H/2=80.03+0.005/2=80.0325 мм.(1.1.4)

НЕ_min= D_max-H/2=80.03-0.005/2=80.0275 мм.(1.1.5)

Тогда для непроходной стороны калибра - пробки исполнительный размер:

НЕ_исп=80.0325 _-0,005 мм.

Производим расчет калибра - скобы для контроля вала ш80s6. По приложению 2[2] находим данные для расчета калибра - скобы.

Z₁=4 мкм.Y₁=3 мкм.H₁=5 мкм.

Проходная сторона калибра - скобы:

ПР_max=d_mаx-Z₁+H₁/2=80.078-0.004+0.005/2=80.0765 мм.(1.1.6)

ПР_min= d_max-Z₁-H1/2=80.078-0,004-0,005/2=80.0715 мм.(1.1.7)

ПР_изм= d_max+Y₁=80.078+0.003=80.081 мм.(1.1.8)

Для проходной стороны скобы исполнительный размер:

ПР_исп=80.0715 ^+0.005 мм

Непроходная сторона калибра - скобы:

НЕ_max=d_min+H₁/2=80.059+0.005/2=80.0615 мм.(1.1.9)

НЕ_min=d_min-H₁/2=80.059-0.005/2=80.0565 мм.(1.1.10)

Для непроходной стороны скобы исполнительный размер:

НЕ_исп=80.565^+0.005 мм.

Предельные исполнительные калибры - пробки и скобы сводим в таблицу 1.2



Таблица 1.2Результаты расчетов средств измерения

Контрольная деталь	Значение элементов рабочих калибров
	H,H1,мкм.	Z,Z1,мкм.	Y,Y1,мкм.	Проходная сторона	Непроходная сторона
				Номиналь-ный размер	Предельные размеры, мм.	Исполнител-ьный размер	Номиналь-ный размер	Предельные размерв,мм.	Исполнител-ьный размер
					ПРmax	ПРmin	ПРисп			НЕmax	НЕmin
Пробка
Отверстие	5	4	3	80	80,0065	80,0015	79,997	80,005-0,005	80	80.0325	80.0275	80.0325-0,005
Скоба
Вал	5	4	3	80	80.0765	80.0715	80.081	80.0715 +0.005	80	80.0615	80.0565	80.565+0.005

Вычерчиваем расположение полей допусков и допуски калибров для контроля отверстия и вала (лист 2).



2. Расчёт и выбор посадок для подшипников качения

2.1 Общие сведения

Подшипники качения работают в самых разнообразных эксплуатационных условиях и призваны обеспечивать требуемую точность и равномерность вращения подвижных частей машин. Являясь стандартными узлами, подшипники качения имеют полную внешнюю взаимозаменяемость по присоединительным поверхностям, определяемым наружным диаметром наружного и внутренним диаметром внутреннего колец. Полная взаимозаменяемость подшипников качения по присоединительным поверхностям обеспечивает их легкий и быстрый монтаж и демонтаж при одновременном сохранении хорошего качества узлов машин.

Качество самих подшипников качения определяется рядом показателен, в зависимости от величины которых стандартами ГОСТ 520--71 установлены пять классов точности, обозначаемых в порядке повышения точности: О, 6, 5, 4 и 2. Класс точности подшипника выбирается исходя из требований, предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма. В машино- и приборостроении при средних и малых нагрузках, нормальной точности вращения обычно применяют подшипники класса точности O. Для тех же условий, но при повышенных требованиях к точности вращения используют подшипники класса точности 6. Подшипники классов точности 5 и 4 применяют только при больших скоростях и жестких требованиях к точности вращения, а класса точности 2 -- лишь в особых случаях. Класс точности (кроме класса 0) указывают через тире перед условным обозначением подшипника, например: 6 - 310.

В целях сокращения номенклатуры подшипники изготовляются с отклонениями присоединительных диаметров, не зависящими от посадок, по которым они монтируются на валы и в корпуса. Это значит, что наружный диаметр наружного кольца и внутренний диаметр внутреннего кольца приняты соответственно за диаметры основного вала и основного отверстия и, следовательно, соединения наружного кольца с корпусом осуществляют по посадкам в системе вала, а внутреннего кольца с валом - по посадкам в системе отверстия. Диаметр отверстия внутреннего кольца, принятый за основное отверстие, имеет направление допуска, аналогичное направлению допуска основного вала. Перевернутое расположение поля допуска диаметра отверстия внутреннего кольца исключает необходимость разработки и применения специальных посадок для получения соединений колец с валами с небольшими натягами. В данном случае требуемые значения натягов обеспечиваются в результате использования стандартных переходных посадок по ГОСТ 25347--82.

Посадки подшипников качения на валы и в корпуса выбираются в зависимости от их типов и размеров, условий эксплуатации, величины и характера действующих на них нагрузок и вида нагружения колец. Различают три основных вида иагружения колец подшипников качения: местное, циркуляционное и колебательное.

В практике чаще всего бывает так, что одно из колец подшипника, как правило вращающееся, испытывает циркуляционное нагружение, а другое (неподвижное) - местное. Кольцо, испытывающее циркуляционное нагружение, должно соединяться с валом или корпусом по посадкам, обеспечивающим небольшие значения натяга, а неподвижное местно нагруженное кольцо -- по посадкам с небольшим зазором.

Посадки циркуляционно нагруженных колец подшипников на валы и в корпуса выбирают по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности, которая определяется по следующей формуле:

(2.1)

где: R-радиальная нагрузка на опору, кН;

В-ширина кольца, м;

r- величина фаски, м;

К_п- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при умеренных толчках и вибрации, перегрузке до 150% К_п -- 1; при сильных ударах и вибрации, перегрузке до 300% К_п=1,8);

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (для вала F изменяется от 1 до 3, для корпуса - от 1 до 1,8; при сплошном вале и массивном толстостенном корпусе F=l);

F_А -- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору (коэффициент F_Аизменяется в пределах от 1 до 2, а при отсутствии осевой нагрузки F_А= 1).

Для местно нагруженных колец подшипников посадки выбирают в зависимости от условий работы и, в первую очередь, от характера нагрузки и частоты вращения.

К посадочным поверхностям валов и отверстий корпусов под подшипники качения предъявляются повышенные требования в отношении отклонений формы и шероховатости.

2.2 Порядок расчета и выбора посадок

По исходным данным необходимо выполнить следующее:

1. Установить основные размеры подшипника и определить характер нагружения его колец.

Рассчитать и выбрать посадку циркуляционно нагруженного кольца, а также согласно рекомендациям выбрать посадку кольца, испытывающего местноенагружение.

Определить численные значения предельных отклонений присоединительных диаметров подшипника и посадочных мест вала и корпуса согласно выбранным посадкам.

Рассчитать предельные значения присоединительных диаметров и получаемых в соединениях зазоров и натягов; построить схемы взаимного расположения полей допусков для соединений «внутреннее кольцо--вал», «наружное кольцо--корпус».

Установить отклонения формы, взаимного расположения, шероховатость поверхностей посадочных мест вала и корпуса.

Вычертить эскизные изображения подшипникового узла и сопрягаемых с подшипником деталей с нанесением всех необходимых обозначений.

Дано:

Шарикоподшипник № 308. Вращается корпус, вал неподвижен. Корпус чугунный, неразъемный. Радиальная нагрузка па опору R=24 кH. Режим работы подшипника -- тяжелый (работа с ударами сильной вибрацией и перегрузкой до 300%).

По приложению 2 находим основные размеры подшипника:

наружный диаметр D = 90мм,

внутренний диаметр d = 40 мм,

ширина кольца В=23 мм,

радиус закругления фаски г=2.5 мм

Определяем вид нагружения колец, заданного подшипника. Так как вращается корпус, а вал неподвижен, то наружное кольцо подшипника будет испытывать циркуляционное нагружение, внутреннее -- местное.

Производим расчет и выбор посадки циркуляционно нагруженного кольца.

Определяем интенсивность радиальной нагрузки посадочной поверхности по формуле:

По таблице приложения 4 находим поле допуска диаметра отверстия в корпусе, соответствующее полученному значению Р_R . Для подшипника класса точности 0 принимаем поле допуска P7. Тогда посадку наружного кольца в корпус в общем виде запишем так: Р7

По таблице приложения 5 принимаем поле допуска вала h6. Посадка внутреннего кольца па вал в условной записи имеет вид:.

По таблицам ГОСТ 25347--82 приложению 6 [1] находим численные значения предельных отклонений присоединительных диаметров колец подшипника и посадочных мест вала и корпуса.

Имеем:

внутреннее кольцо

шейка вала

отверстие в корпусе

наружное кольцо

Расчет предельных значений присоединительных диаметров, их допусков, а также получаемых в соединениях зазоров и натягов и сносим в таблицу 2.1.

а) внутреннее кольцо

D_mах=D_H+ES=40+0=40 (мм);

D_min=D_H+EI = 40+(-0.012) = 39.988 (мм);

T_D = D_max-D_mln=ES-EI_;

T_D=40--39.988=0.012 (мм)

б)шейкавала

d_max = d_H+es=40+0 =40 (мм);

d_min = d_H+ei = 40+(-0.016) =39.984 (мм);

T_d = D_max-D_mln=es -ei_;

T_d = 40--39.984 =0.016 (мм)

в) отверстие в корпусе

D_mах=D_H+ES=90+(-0.024)=89.976 (мм);

D_min=D_H+EI = 90+(-0,059) =89.941 (мм);

T_D = D_max-D_mln=ES-EI_;

T_D=89.976-89.941= 0.035 (мм)

г)наружное кольцо

d_max = d_H+es=90+0=90(мм);

d_min = d_H+ei = 90+(--0.015) =89.985 (мм);

T_d = D_max-D_mln=es -ei

T_d = 90--89.985=0.015(мм)

Определим предельный зазор(натяг)

внутреннее кольцо-шейка вала

S_max = ES --ei =0-(-0.016)=0.016 (мм);

S_min =EI-- es =-0.012-- 0 = - 0.012 (мм);

Определяем допуск посадки;

T_s=S_max-S_min=T_D+T_d

Tn = 0.016-(-0.012)= 0.028 (мм).

отверстие в корпусе-наружное кольцо



S_max = ES --ei =-0.024--(-0.015)=0.009 (мм);

S_min =EI-- es =-0.059-- 0=0.059 (мм);

Определяем допуск посадки;

T_s=S_max-S_min=T_D+T_d

Tn = 0.009-(-0.059) = 0.050 (мм).

Строим схемы взаимного расположения, полей допусков. По таблицам приложений 7 и 8 [3] устанавливаем допустимые отклонения формы, взаимного расположения посадочных поверхностей, их шероховатость Имеем:

а)отклонение отцилиндричности шейки вала - 8 мкм, отверстия в корпусе 17.5 мкм;

б)биение торцов заплечиков вала -- 20 мкм, отверстия в корпусе -- 40 мкм;

в)шероховатость посадочных поверхностей вала и отверстия в корпусе R_a не более 0.63 мкм;

г)тоже торцов заплечиков 1.25 мкм.

Вычерчиваем эскизные изображения подшипникового узла и соединяемых с подшипником деталей с нанесением всех необходимых обозначений.

Таблица 2.1 Размерные характеристики соединения подшипника качения

Наименование элементов соединений подшипника	Номинальный размер, мм	Условное обозначение поля допуска.	Предельные отклонения, мм.	Предельные размеры, мм	ДДопуск размера, мм.	Зазор/ натяг, мм
			Верхнее	Нижнее	max	min		max	min
Присоединительные размеры: Внутренне кольцо	40	L	0	-0,012	40	39.988	0.012	-	-
Шейка вала	40	h6	0	-0.016	40	39.984	0.016	-	-
Наружное кольцо	90	l	0	-0.015	90	89.985	0.015	-	-
Отверстие в корпусе	90	P7	-0.024	-0.059	89.976	89.941	0.035	-	-
Соединения «внутреннее кольцо-вал»	-	-	-	-	-	-	0.012 натяг	-0.016 натяг
«наружное кольцо- корпус»	-	-	-	-	-	-	0.009 натяг	-0.059 натяг

3. Выбор посадок шпоночного соединения

3.1 Общие сведения

В общем машиностроении, а также в автотракторном и сельскохозяйственном машиностроении наиболее широкое распространение получили шпоночные соединения с призматической и сегментной шпонками.

Размеры элементов шпоночных соединений зависят от диаметра вала и регламентируются соответствующими стандартами.

Для облегчения условий и обеспечения требуемого качества сборки при создании подвижных пли неподвижных соединений шпонка своими боковыми гранями (по размеру Ь) одновременно может соединяться с пазами вала и комплектной втулки по различным посадкам.

С учетом технически целесообразной точности для образования различных посадок в соединении призматической шпонки с пазами по размеру b стандарт ГОСТ 23360--78 устанавливает следующие поля допусков: на ширину шпонки -- Н9; на ширину паза вала - - Н9, N9, Р9; на ширину паза втулки - D10, J₈ 9 и Р9. Сочетание полей допусков пазов с полем допуска шпонки должно быть таким, чтобы образовывались три следующих вида соединений :

а)свободное соединение, обеспечивающее относительное осевое перемещение втулки на валу (шпонка направляющая) !:ли применяемое для образования неподвижных соединений втулок с валами при затрудненных условиях сборки и действие небольших по величине равномерных нагрузок;

б)нормальное соединение, используемое при благоприятных условиях сборки для обеспечения относительной неподвижности соединяемых между собой втулок и валов, работающее без нагрузок или с небольшими нереверсивными нагрузками;

в) плотное соединение, применяемое для получения неподвижных соединений втулок и валов, не требующее частых разборок и работающее со значительными знакопеременными нагрузками; это соединение характеризуется наличием между шпонкой и пазами примерно одинаковых небольших натягов.

Кроме размера b все остальные размеры элементов шпоночного соединения являются несопрягаемыми или непосадочными. Допуски этих размеров также стандартизированы.

Стандарт ГОСТ 24071 80 устанавливает лишь два назначения ceгментных шпонок. Они могут использоваться для передачи крутящих моментов или для простой фиксации деталей. В связи с этим для образования посадок в соединении сегментной шпонки с пазами стандарт регламентирует на размер b пазов не по три, как для призматических шпонок, а по два поля допуска: N9 и Р9 -- для паза вала и J_b 9 и Р9 -- для паза втулки. На ширину шпонки установлено иоле допуска Н9. Предпочтительное сочетание указанных полей допусков пазов с полем допуска сегментной шпонки обеспечивают дна вида соединений: нормальное и плотное. Стандарт ГОСТ24071-80 устанавливает допуски и на несопрягаемые размеры элементов соединения с ceгментнойшпонкой.

Качество шпоночных соединении зависит oт наличия перекосов и смещений в расположении шпоночных пазов валов и втулок относительно плоскости сечения. Однако допуски на эти погрешности стандартами не нормируются. Выбор их значений определяется конкретными условиями сборки. Обычно при симметричном расположении поля допуск на перекос шпоночного паза по его длине у вала и втулки принимается равным 0,5 Т_ъ, а допуск на смещение -- 2Т_ъ, , где Т_ь -- допуск па ширину паза вала или втулки.

Стандартами не нормируется и шероховатость поверхностей элементов шпоночных соединений. Ее значения определяются принятыми методами окончательной обработки шпонки и валов. Обычно шероховатость боковых (посадочных) поверхностей пазов и шпонки принимают равной R_z20 мкм, а для валов и поверхностей шпонки по высоте h -- R_z 40 мкм.

3.2 Порядок выбора и расчета посадок шпоночного соединения

Для решения задачи должны быть известны диаметр вала, па котором устраивается шпонка, тип шпонки (призматическая или сегментная), вид шпоночного соединения (свободное, нормальное или плотное). При наличии указанных исходных данных выбор посадок и последующие расчеты необходимо выполнять в следующем порядке:

Выбрать основные конструктивные размеры элементов шпоночного соединения с призматической или сегментной шпонкой.

В соответствии с видом шпоночного соединения выбрать посадки шпонки в паз вала и в паз втулки.

Найти численные значения предельных отклонений ширины шпонки и пазов, допуски и предельные отклонения несопрягаемых размеров.

Определить предельные размеры, а также зазоры натяги, получаемые в соединениях шпонки с пазами по размеру Ь; построить схему взаимного расположения полей допусков.

Вычертить эскизы шпоночного соединения и его деталей с указанием посадок, полей допусков, предельных отклонений размеров и шероховатости поверхностей.

Дано:

диаметр вала d =90 мм;

тип шпонки - призматическая;

вид шпоночного соединения - плотное.

Тогда по таблице приложения 9 находим основные размеры шпонки и пазов:

сечение шпонки bxh= 25 x 14 мм;

длина шпонки l = 100 мм;

глубина паза пала t₁ = 9.0мм;

глубина паза втулки t₂=5.4 мм.

Устанавливаем посадки шпонки в паз вала и в паз втулки.

Ширина шпонки и пазов при нормальном соединении имеет следующие поля допусков: шпонки -- b=25h9, паза вала -- b=25Р9 и паза втулки - b=25P9. Тогда посадки шпонки в паз вала и в паз втулки в общем виде можем записать так:

паз вала и паз втулки 25

Численные значения предельных отклонений ширины шпонки и пазов находим из таблицы стандарта (приложение 15)

для шпонки 25h9

для паза вала -- 25Р9

для паза втулки - 25Р9

Допуски и предельные отклонения несопрягаемых размеров элементов шпоночного соединения находим из таблиц 1 и 12:

высота шпонки h= 14h11 (--_0,11)

длина шпонки l = 100h14 (--_0,87)

длина паза вала l = 100H15 (^+1,4);

глубина паза пала t₁=9.0^+0.2

глубина паза втулки t₂=5.4^+0.2

Производим расчет предельных значений всех основных размеров и получаемых в соединении шпонки с пазами зазоровили натягов.результаты расчетов сводим в табл. 3,1.

а)Шпонки

для ширины шпонки

b_max = b_H+es=25+0 =25(мм)

b_min = b_H+ei = 25+(--0,052) =24.948 (мм)

T_b = b_max-b_mln=es-ei



T_b = 25--24.948=0.052(мм)

Для высоты шпонки

h_max = h_H+es=14+0=14(мм)

h_min = h_H+ei = 14+(--0.11) =13.89 (мм)

T_h= h_max-h_mln=es-ei

T_h= 14--13.89=0.11(мм)

Для длинны шпонки

l_max = l_H+es=100+0=100 (мм);

l_min = l_H+ei =100+(--0,87) =99.13 (мм);

T_l= l_max-l_mln=es-ei

T_l = 100--99.13=0.87(мм)

б)Паза вала

для ширины паза вала

B_mах=B_H+ES=25+(-0.022)=24.978 (мм);

B_min=B_H+EI = 25+(-0.074) =24.926 (мм);

T_B = B_max-B_mln=ES-EI_;

T_B=24.978--24.926=0.052 (мм)

Для глубины паза вала

t_1max = t_1H+ES=9.0+0.2=9.2 (мм);

t_1min = t_1H+EI = 9.0+0=9.0 (мм);

Tt₁ = t_1max-t_1mln=ES-EI



T_H = 9.2--9.0=0.2(мм)

Для длины паза вала

Lmax = L_H+ES=100+1.4=101.4 (мм);

L_min = L_H+EI=100+0=100 (мм);

T_L = L_max-L_mln=ES-EI

T_L = 101.4--100=1.4(мм)

в)Паза втулки

для ширины паза втулки

Bmах=B_H+ES=25+(-0.022)=24.978 (мм);

Bmin=B_H+EI = 25+(-0.074) =24.926 (мм);

T_B = B_max-B_mln=ES-EI_;

T_B=24.978--24.926=0.052 (мм )

Для глубины паза втулки

t_2max = t_2H+ES=5.4+0.2=5.6(мм);

t_2min = t_2H+EI = 5.4+0=5.4 (мм);

Tt₂ = t_2max-t_2mln=ES-EI

T_H = 5.6--5.4=0.2(мм)

Определяемзазоры

а)Шпонки-пазвала

S_max = ES--ei=-0.022--(--0,052)=0.03 (мм)

N_max = es-- EI =0-- (-0.074)=0.074 (мм)

Определяем допуск посадки;

T_s=S_max+ N_max =T_D+T_d

Ts = 0.03+0.074 = 0.104 (мм).

б)Шпонкипазавтулки

S_max = ES--ei=-0.022--(--0,052)=0.03 (мм)

N_max = es-- EI =0-- (-0.074)=0.074 (мм)

Определяемдопускпосадки;

T_s=S_max+ N_max =T_D+T_d

Ts = 0.03+0.074 = 0.104 (мм).

Вычерчиваем эскизные изображения шпоночного соединения и его деталей

Таблица 3.1 Размерные характеристики шпоночного соединения

Наименование элементов и соединений шпоночного соединения	Номинальныйразмер, мм	Условное обозначение поля допуска (посадки)	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм	Допуски размера (посадки),мм	Зазор (натяг),мм
			верхнее	нижнее	mах	min		mах	min
Шпонка:ширина	25	h9	0	-0.052	25	24.948	0.052
высота	14	h11	0	-0.11	14	13.89	0.11
длинна	100	h14	0	-0.87	100	99.13	0.87
Паз вала: ширина	25	P9	-0.022	-0.074	24.978	24.926	0.052
глубина	9.0		+0.2	0	9.2	9.0	0.2
длинна	100	H15	+1.4	0	101.4	100	1.4
Паз втулки: ширина	25	P9	-0.022	-0.074	24.978	24.926	0.052
глубина	5.4		+0.2	0	5.6	5.4	0.2
Соединения:
Шпонка-паз вала	25						0.104	0.03	(0.074)
Шпонка-паз втулки	25						0.104	0.03	(0.074)



4. Выбор посадок шлицевого соединения

4.1 Общие сведения

Шлицевые соединения применяются для тех же целей, что и шпоночные, но в отличие от последних обладают рядом преимуществ. Соединения этого вида способны воспринимать значительно большие нагрузки и обеспечивают более высокую степень центрирования втулок на валах.

Среди известных типов шлицевых соединений наибольшее распространение, особенно в автотракторном и сельскохозяйственном машиностроении, получили соединения с прямобочным профилем зубьев.

Номинальные размеры и число зубьев шлицевых соединении прямобочного профиля регламентированы стандартом ГОСТ 1139--80. В зависимости от величины передаваемых нагрузок указанные стандарты устанавливают три серии прямобочных шлицевых соединений: легкую, среднюю и тяжелую (приложение 16 ).Соединения легкой серии имеют небольшие значения высоты и числа зубьев. К ним относятся неподвижные легконагруженные соединения. Соединения средней серии обладают большими по сравнению с соединениями легкой серии значениями высоты и числа зубьев и применяются для передачи средних нагрузок. Соединения тяжелой серии имеют наибольшие высоту и число зубьев и предназначены для тяжелых условий работы.

Для прямобочных шлицевых соединений, в зависимости от предъявляемых к ним эксплуатационных и технических требовании, применяют три способа центрирования втулок на валах: но наружному диаметру D, по внутреннему диаметру d и по боковым поверхностям зубьев b.

Система допусков и посадок регламентирована стандартами и ГОСТ 1139--80 и распространяется на ответственные подвижные и неподвижные соединения прямобочного профиля.

Согласно ГОСТ 1139--80 посадки образуются путем сочетания из числа предусмотренных полей допусков втулок и валов и назначаются в зависимости от принятого способа центрирования на центрирующий диаметр и боковые поверхности зубьев. При центрировании по D посадки назначаются па размеры D и b. при центрировании по d -- на d и b. Если детали шлицевого соединения центрируются по боковым поверхностям зубьев, посадка назначается только на размер b.

Поля допусков втулок и валов для образования посадок центрирующих поверхностей при различных способах центрирования шлицевых соединений прямобочного профиля приведены в приложении 18.

Стандарт ГОСТ 1139-80 предусматривает и допуски нецеинтрирующих диаметров вала и втулки Допуски нецентрирующих диаметров приведены в приложении 17.

Шероховатость поверхностей элементов шлицевых соединений стандартами не регламентируется и может выбираться м зависимости от назначения соединения и предъявляемых к нему эксплуатационных требований с учетом применяемых методов обработки деталей. Обычно при всех способах центрирования шероховатость центрирующих поверхностей вала рекомендуется выдерживать в пределах R_а 1,25...0,32 мкм, а втулки - R_а 2,5.. 1,25 мкм. Шероховатость нецентрирующих поверхностей вала и втулки R_z 20... 10 мкм.

В принятых обозначениях прямобочных шлицевых соединении, их валов и втулок должны указываться: буква, обозначающая поверхность центрирования, число зубьев, номинальные значении внутреннего d, наружного D диаметров и ширины b в соединении, поля допусков или посадки на диаметры и размер b, помещаемые после соответствующих размеров. Стандартом разрешается не указывать в обозначении допуски нецентрирующих диаметров.

4.2 Порядок расчета посадок шлицевого соединения

Выбор посадок для проектируемых шлицевых соединений представляет собой сложную технико-экономическую задачу, так как требует от исполнителей применения расчетов с учётом всех данных, всесторонне характеризующих работу соединений в условиях эксплуатации. Поэтому в учебных целях при курсовом проектировании студенту задается шлицевое соединение в готовом виде с необходимыми посадками и решение задачи сводится к следующему:

1- По заданному условному обозначению дать расшифровку прямобочного шлицевого соединения и определить номинальные размеры его элементов.

По таблицам стандартов найти предельные отклонения полей допусков центрирующего и нецентрирующего диаметров, а также размера b.

Вычислить предельные размеры всех элементов, их допуски и предельные значения зазоров или натягов, получаемых в соединениях по центрирующему диаметру и боковым поверхностям зубьев.

Построить схемы взаимного расположения полой допусков центрирующего диаметра и боковых поверхностей втулки и вала.

Вычертить эскизные изображения шлицевого соединения и его деталей с указанием посадок, полей допусков, предельных отклонений и шероховатости сопрягаемых и несопрягаемых поверхностей.

Дано:

Шлицевое соединение D-16x62x72x6

Произведем расшифровку его условной записи. Заданное шлицевое соединение центрируется внутреннему диаметру D, имеет число зубьев z --16, номинальное значение внутреннего диаметра d = 62 мм с посадкой, наружного D =72 с посадкой ,толщину зуба вала (ширину впадины втулки) b = 6 мм с посадкой

По таблицам стандарта ГОСТ 25347--82 [3] находим предельные отклонения диаметров и размера b втулки и вала. Имеем:

а)для шлицевой втулки:

внутренний диаметр d=62 Н11(^+0.19)

наружный диаметр D = 72Н7(^+0.030)

ширина впадины b=6F10()

б)для шлицевого вала:

внутренний диаметр d=62(_-5.9)

наружный диаметр D = 372f7()

толщина зуба b=6h9()

Вычисляем предельные размеры и допуски всех элементов, а также зазоры, получаемые в соединениях по центрирующему диаметру и боковым поверхностям зубьев.

а)для шлицевой втулки

внутренний диаметр

dmах=d_H+ES=62+0.19=62.19(мм)

dmin=d_H+EI =62+0 = 62 (мм)

T_d = d_maxd=ES-EI

T_d=62.19--62=0.19 (мм)

наружный диаметр

Dmах=D_H+ES=72+0,030=72,030 (мм)

Dmin=D_H+EI = 72+0 = 72 (мм)

T_D = D_max-D_mln=ES-EI

T_D-=72.030--72=0.030 (мм)

ширина впадины

Bmах=B_H+ES=6+0,058=4.058(мм);

Bmin=B_H+EI = 6+0.010 = 6.010(мм);

T_B = B_max-B_mln=ES-EI_;

T_B=6.058--6.010=0.048 (мм)

б)для шлицевого вала:

внутренний диаметр

dmax = d_H+es=62 -- 0=62 (мм);

d_min = d_H+ei = 62+(-5.9) =56.1 (мм);

T_d = D_max-D_mln=ES-EI_;

T_d=62--56.1=5.9 (мм)

наружный диаметр

dmax = d_H+es=72+(-0.030) =71.97 (мм);

d_min = d_H+ei = 72+(-0.060) =71.94 (мм);

T_d = D_max-D_mln=ES-EI_;

T_d = 71.97 --71.94 =0,03 (мм)

толщина зуба

bmax = b_H+es=6+0 =6 (мм)

b_min = b_H+ei = 6+(-0.030) =5.97 (мм)

T_b = b_max-b_mln=ES-EI

T_b = 6--5.97 =0.03 (мм)

Определяем зазоры

а)внутренний диаметр

S_max = ES--ei=0.19--(--5.9)=6.09(мм)

S_min =EI-- es=0-- 0 =0 (мм)

Определяем допуск посадки;

T_s=S_max-S_min=T_D+T_d

Ts = 6.19-0=6.19 (мм)

б)наружный диаметр

S_max = ES--ei=0.030--(-0.060)=0.09(мм)

S_min =EI-- es=0-- 0.030 =0.030 (мм)

Определяем допуск посадки;

T_s=S_max-S_min=T_D+T_d

Ts = 0.09--0.31 = 0.06 (мм)

в)по размеру b

S_max = ES--ei=0,058--(-0.030)=0.088 (мм)

S_min =EI-- es=0,01--0 =0.010 (мм)

Определяем допуск посадки;

T_s=S_max-S_min=T_D+T_d

Ts = 0,088--0.010) = 0.078 (мм)

Все размерные характеристики шлицевого соединения заносим в табл. 4.1.

Табл. 4.1 Характеристики шлицевого соединения.

Наименование элементов и соединений шлицевого соединения	Номинальный размер, мм	Условное обозначение поля допуска (посадки)	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм	Допуски размера (посадки),мм	Зазор (натяг),мм
			верхнее	нижнее	mах	min		mах	min
Центрирующие элементы:
Наружный диаметр втулки	72	H7	+0.030	0	72.030	0	0.030
То же вала	72	F7	-0.030	-0.060	71.97	71.94	0.030
Не центрирующие элементы:
Внутренний диаметр втулки	62	H11	+0.190	0	62.190	62	0.190
То же вала	62		0	-5.9	62	56.1	5.9
ширина впадины втулки	6	F10	+0.058	+0.01	6.058	6.010	0.048
толщина зуба вала	6	h9	0	-0.03	6	5.97	0.030
По размеру b:	6						0.078	0.088	0.010
По внешнему диаметру	72						0.06	0.09	0.030
По внутреннему диаметру	62						6.09	6.09	0

5. Расчет линейных размерных цепей вероятностным методом

Для сборочной размерной цепи с замыкающим звеном Е_? определить допуски и предельные отклонения составляющих звеньев.

Дано:

1. Замыкающее звено имеет допуск: Е_? = 4.

2. Рассеивание действительных размеров всех звеньев подчиняется нормальному закону.

3. Процент риска выхода размеров замыкающего звена за границы допуска - Р=0,5%.

Построим размерную цепь, т. е. Найдем ее составляющие звенья. Делая обход по контуру от замыкающего звена, установим поверхности касания примыкающих деталей.

Запишем размерные связи следующим образом:

замыкающее звено -- крышка правого подшипника;

крышка правого подшипника -- стакан правого подшипника;

стакан правого подшипника -- корпус;

корпус -- крышка корпуса;

крышка корпуса -- левый подшипник;

левый подшипник -- распорная втулка;

распорная втулка -- барабан;

барабан -- буртик вала;

буртик вала -- правый подшипник;

правый подшипник -- правая распорная втулка;

правая распорная втулка -- замыкающее звено.

Размерную цепь составляют размеры между поверхностями касания каждой из указанных деталей:

Е₁=18 мм; Е₂=6 мм; Е₃=334 мм; Е₄=27 мм; Е₅=58 мм; Е₆=255 мм; Е₇=24 мм; Е₈=23_-0,1 мм; Е₉=29 мм.

Размерная цепь включат девять составляющих звеньев, из которых звенья Е₁…Е₄ и являются уменьшающими, а звенья Е₅…Е₉ увеличивающими.

Проверим правильность составления размерной цепи по формуле:

мм; (5.1)

Где m - число увеличивающих звеньев, n - число уменьшающих звеньев.

Тогда:

Е_?= (Е₅ + Е₆ + Е₇ + Е₈ + Е₉) - (Е₁ + Е₂ + Е₃ + Е₄)=

=(58 + 255 + 24 + 23 + 29) - (18 + 6 + 334 + 27)=4мм.

Полученное значение номинального размера замыкающего звена соответствует заданному. Следовательно, размерная цепь составлена правильно.

Определим допуск замыкающего звена

Т_? = В_? - Н_? = 500+700 = 1200 мкм.

Определим коэффициент точности размерной цепи по формуле:

(5.2)



где - среднее значение коэффициента относительного рассеивания размеров составляющих звеньев. Так как по условию рассеивание действительных размеров звеньев подчиняется нормальному закону, принимаем =1/3;

- коэффициент риска, = 2,81 (см. таб. 3.1.[3]).

- значение единиц допуска (см. таб. 2.1.[3]), мкм.

i₁=1,08 мкм; i₂=0,73 мкм; i₃=3,54 мкм; i₄=1,31 мкм; i₅=1,86 мкм; i₆=3,22 мкм; i₇=1,31 мкм; i₉=1,31 мкм.

Тогда:

Сопоставляя полученное значение а_с с данными табл.2.2 [3], устанавливаем, что оно несколько отличается от стандартного значения а, соответствующее 13 квалитету. Следовательно, неизвестные допуски назначим по данному квалитету, а корректировку допусков выполним за счет наиболее простого в изготовлении звена. Примем в качестве корректирующего звена размер длины корпуса -- звено Е₃ = 334 мм, а на остальные (кроме Е₈) назначим стандартные допуски.

По табл.2.3[3] имеем следующее:

Т₁ =270 мкм, Т₂ =180 мкм, Т₄ = 330 мкм, Т₅ = 460 мкм, Т₆ =810 мкм, Т₇ = 330 мкм, Т₉ = 330 мкм.

Нестандартный допуск корректирующего звена Т₃ находим по формуле:

, мкм. (5.3)



мкм.

Назначим предельные отклонения размеров составляющих звеньев:

Е₁=18; Е₂=6; Е₄=27; Е₅=58; Е₆=255; Е₇=24; Е₉=29.

Определяем координаты середины полей допусков замыкающего и составляющих звеньев находим по формуле

, мм, (5.4)

с_? = 0 мм; с₁ = -0,135 мм; с₂ = -0,09 мм; с₄ = -0,165 мм; с₅ = -0,23 мм; с₆ = 0 мм; с₇ = -0,165 мм; с₈ = -0,05 мм; с₉ = -0,165 мм.

Координату середины поля допуска корректирующего звена находим по формуле:

мм, (5.5)

с₃ = (с₅ + с₆ + с₇ + с₈ + с₉) - ( с₁ + с₂ + с₄ ) - с_? =

= ( -0,23 + 0 - 0,165 - 0,05-0,165) - (- 0,135 - 0,09 - 0,165) - 0 = -0,22 мм.

Теперь устанавливаем предельные отклонения звена Д₃:

Производим проверку правильности расчета размерной цепи:

Полученному значению коэффициента риска соответствует процент риска Р=0,5%, что равно заданному. Значит, для заданной точности замыкающего звена назначенные по 13-му квалитету допуски на размеры составляющих звеньев вполне приемлемы.



Литература

1. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения. Часть 1 :Метод. указ. /Сост.В.А. Орловский., Белорусская с.-х. акад.. -Горки, 1986.-47с.

2. Серый И.С. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения -М.: Агропромтиздат 1987.-365с.

3. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения: Метод. указ. Часть 2 /Сост.Н.С. Троян, Белорусская с.-х. акад.. -Горки, 1986.-48с..

4. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения: Метод. указ. Часть 3 /Сост. Н.С. Троян., Белорусская с.-х. акад. .-Горки, 1991.-36с..

Размещено на Allbest.ru

...