Выбор посадок гладких цилиндрических и типовых соединений деталей машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧЕРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

«ЮЖНО-РОССИЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ (НПИ) имени М.И. ПЛАТОВА»

НАПРАВЛЕНИЕ: 15.03.05. «Технология машиностроения»

КУРСОВАЯ РАБОТА

ПО ДИСЦИПЛИНЕ: «Основы взаимозаменяемости»

НА ТЕМУ: «Выбор посадок гладких цилиндрических и типовых соединений деталей машин»

Выполнил студент Александров А.С.

Проверил(а) Миронова С.Н.

Новочеркасск 2020 г.

ЗАДАНИЕ

на курсовую работу по курсу «Основы взаимозаменяемости»

на тему: «Выбор посадок гладких цилиндрических и типовых соединений деталей машин» студенту Александрову А.С. механического факультета 2 курса 1 группы

1. По чертежу сборочной единицы (вариант №31), взятой из редуктора работающего в нагруженном режиме назначить посадку.

1.1 Для соединения подшипника качения с валом и корпусом. Исходные данные:

Подшипник 6-414; вращается внутреннее кольцо; нагрузки: радиальная 57800 Н; осевая -; характер перегрузки: перегрузка 150%; соотношения; корпус разъемный.

1.2 Для указания гладких цилиндрических соединений.

1.3 Для всех назначенных посадок (п. 1.1. и 1.2).

а) найти по таблицам предельные отклонения валов и отверстий и построить схемы полей допусков;

б) рассчитать предельные значение размеров валов и отверстий, зазоры и натяги в сопряжениях;

в) показать на чертеже простановку размеров и точность валов и отверстий, размеры и посадки сопряжений.

1.4. Для соединений в квадратной рамке:

а) рассчитать предельные и исполнительные размеры рабочих калибров;

б) выполнить чертежи калибров с простановкой исполнительных размеров.

2. Для резьбы М10 :

а) найти номинальные значения всех параметров болта и гайки;

б) найти предельные отклонения и размеры этих параметров;

в) в увеличенном масштабе изобразить профиль резьбы болта и гайки, указав их точность.

г) проставить размеры с указанием точности на чертеже болта, гайки и резьбового соединения;

3. Для шпоночного соединения:

а) определить номинальные значения всех параметров;

б) найти предельные отклонения и размеры этих параметров;

в) дать изображение в торцевом сечении вала, отверстия и шпоночного соединения в целом с нанесением всех размеров и посадок.

Исходные данные:

Диаметр соединения вал-втулка 140; длинна шпонки l = 70 мм; вид соединения - плотное.

4. Для шлицевого соединения D - 6Ч23Ч28 H7/f7Ч6 F8/d9

а) определить номинальные значения всех параметров;

б) найти предельные отклонения и размеры этих параметров;

в) дать изображение в торцевом сечении шлицевого вала, отверстия и соединения в целом с простановкой всех размеров и посадок.

5. Для зубчатой передачи с модулем = 3,5 мм, числами зубьев = 22 и = 49, углом наклона зуба ,

шириной венца = 40 мм, частотой вращения колеса = 550 об/мин, температурой зубчатых колес = 60,

температурой корпуса = 35 . (зубчатые колеса стальные, корпус чугунный):

а) определить основные параметры передачи;

б) выбрать степень точности и вид сопряжения;

в) выбрать комплексы контролируемых параметров и допуски этих параметров.

СОДЕРЖАНИЕ

1. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ

2. РАСЧЕТ ГЛАДКИХ КАЛИБРОВ

3. РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

4. ВЫБОР ПОСАДОК ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

5. РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

6. ВЫБОР ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

ЛИТЕРАТУРА

1. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ

1.1 Расчет и выбор посадок подшипников качения

1. 6-414: класс точности подшипника - 6, тип подшипника - 0-шариковый радиальный однорядный, тяжелая серия - 4 (ГОСТ 8338-75).

d = 70 мм - внутренний диаметр подшипника;

D = 180 мм - наружный диаметр подшипника;

B = 42 мм - ширина подшипника;

r = 4,0 мм - радиус закругления.

2. Вид нагружения: неподвижное наружное кольцо испытывает местное нагружение, вращающееся внутреннее кольцо - циркуляционное нагружение.

3. Кольцо, испытывающее местное нагружение, монтируется с небольшим зазором для устранения заклинивания тел качения. Посадку выбираем согласно табл. 2.1 и 2.6. Для корпуса, сопрягаемого с местно нагруженным кольцом, принимаем посадку Н8.

4. Для кольца испытывающего циркуляционное нагружение, посадка выбирается по интенсивности радиальной нагрузки P_R.

,

где F_r = 57800 Н - радиальная реакция опоры на подшипник;

b - рабочая ширина посадочного места, м; b = B-2r;

b = 42-4• = 34 мм = 0,034 м

k₁ - динамический коэффициент посадки, при перегрузке до 150% k₁ = 1;

k₂ = коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга, для сплошного вала k₂ =1;

k₃ = 1.0 (т.к. осевая нагрузка отсутствует)

,

По табл. 2.5 и 2.6 [1] по радиальной нагрузке и классу точности подшипника выбираем посадку n6.

По ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) выбираем предельные отклонения отверстия корпуса и вала, по ГОСТ 3325- 85 предельные отклонения колец подшипника. Строим схемы расположения полей допусков для соединений внутреннее кольцо - вал, наружное кольцо - отверстие корпуса.

1.2 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений

Для соединения Ш 85 вал - муфта применяем переходную посадку Н7/k6.

Для соединения Ш 180 крышка подшипника - корпус выбор посадок производится с учетом выбранного поля допуска отверстия корпуса H8 для соединения его с наружным кольцом подшипника. Таким образом, принимаем посадку с зазором H8/d11.

1.3 Расчёт предельных размеров деталей, зазоров и натягов в соединениях

Предельные отклонения валов и отверстий выбираем по таблицам ГОСТ 25347-82. Строим схемы расположения полей допусков для соединений корпус - вал, крышка подшипника - корпус.

Для соединения Ш 70 L6/n6 выполняем подробный расчет. Результаты расчета для остальных соединений сводим в табл. 1.

Предельные размеры отверстия:

D_max = d_H + ES = 70 + 0 = 70 мм;

D_min = d_H + EI = 70 - 0,012 = 69,988 мм.

Допуск отверстия: Тв = D_max - D_min = ES - El = 0 - (- 0,012) = 0,012 мм.

Предельные размеры вала:

d_max = d_H + es = 70 + 0,039 = 70,039 мм;

d_min = d_H + ei = 70 + 0,020 = 70,020 мм.

Допуск вала: Td = d_max - d_min = es - ei = 0,039 - 0,020 = 0,019 мм.

Для посадки с натягом:

наибольший натяг N_max = d_max - D_min = 70,039 - 69,988 = 0,051 мм;

наименьший N_min = d_min - D_max = 70,020 - 70 = 0,020 мм;

допуск посадки Ts = N_max - N_min = 0,051 - 0,020 = 0,031 мм.

Ш 85 Н7/k6 - переходная посадка, т.к. поле допуска отверстия и вала перекрываются.

Ш 70 L6/n6 - посадка с натягом, т.к. поле допуска отверстия и вала перекрываются.

Ш 180 H8/d11, Ш 180 H8/l6 - посадка с зазором, т.к. поле допуска отверстия расположено выше поля допуска вала.

Результаты расчетов зазоров и натягов соединений заносим в таблицу 1.

Таблица 1. Результаты расчетов зазоров и натягов соединений, мм

Параметры	Соединения
	Ш 180 H8/l6	Ш 70 L6/n6	Ш 180 H8/d11	Ш 85 Н7/k6
Отверстие	ES	0,063	0	0,063	0,035
	EI	0	-0,012	0	0
	Dmax	180,063	70	180,063	85,035
	Dmin	180	69,988	180	85
	TD	0,063	0,012	0,063	0,035
Вал	es	0	0,039	-0,145	0,025
	ei	-0,018	0,020	-0,395	0,003
	dmax	180	70,039	179,855	85,025
	dmin	179,982	70,020	179,605	85,003
	Td	0,018	0,019	0,250	0,022
Зазор	Smax	0,081	-	0,458	0,032
	Smin	0	-	0,145	-
Натяг	Nmax	-	0,051	-	0,025
	Nmin	-	0,020	-	-
Допуск посадки	0,081	0,031	0,313	0,057

2. РАСЧЕТ ГЛАДКИХ КАЛИБРОВ

Расчет калибров ведем по [1] и сводим к определению их предельных и исполнительных размеров, а также размеров изношенных проходных калибров.

Выполним расчет калибров для контроля размеров Ш 85 Н7 и Ш 85 k6.

Расчет калибров-пробок Ш 85 Н7:

1. D_max = d_H + ES = 85 + 0,035 = 85,035 мм;

D_min = d_H + EI = 85 + 0 = 85 мм;

2.По табл.3.1 [1] выбираем допуски и отклонения калибров: Z = 5 мкм, H = 6 мкм, Y = 4 мкм.

3. Схема полей допусков калибра-пробки.

4. ПР_max = D_min + Z + H/2 = 85 + 0,005 + 0,003 = 85,008 мм;

ПР_min = D_min + Z - H/2 = 85 + 0,005 - 0,003 = 85,002 мм;

ПР_изн = D_min - Y = 85 - 0,004 = 84,996 мм;

НЕ_max = D_max + H/2 = 85,035 + 0,003 = 85,038 мм;

НЕ_min = D_max - H/2 = 85,035 - 0,003 = 85,032 мм.

5. Исполнительный размер рабочего проходного калибра (пробки)

ПР_исп = 85,008 _-0,006 мм.

Исполнительный размер рабочего непроходного калибра (пробки)

НЕ_исп = 85,038 _-0,006 мм.

Расчет размеров калибра- скоб Ш 85 k6:

1. d_max = d_H + es = 85 + 0,025 = 85,025 мм;

d_min = d_H + ei = 85 + 0,003 = 85,003 мм;

2.По табл.3.1 [1] выбираем допуски и отклонения калибров: Z₁ = 5 мкм, H₁ = 6 мкм, Y₁ = 4 мкм.

3. Схема полей допусков калибра-пробки.

4. ПР_max = d_max - Z + H₁/2 = 85,025 - 0,005 + 0,003 = 85,023 мм;

ПР_min = d_max - Z₁ - H/2 = 85,025 - 0,005 - 0,003 = 85,017 мм;

ПР_изн = d_max + Y₁ = 85,025 + 0,004 = 85,0,29 мм;

НЕ_max = d_min + H₁/2 = 85,003 + 0,003 = 85,006 мм;

НЕ_min = d_min - H₁/2 = 85,003 - 0,003 = 85 мм.

5. Исполнительный размер рабочей проходной скобы

ПР_исп = 85,017 ^+0,006 мм.

Исполнительный размер рабочей непроходной скобы

НЕ_исп = 85 ^+0,006 мм.

3. РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ М10 7Н/8h

3.1 По ГОСТ 8724-81 устанавливаем, что диаметр заданной резьбы входит в 1-й ряд предпочтения. Номинальное значение наружного диаметра болта и гайки указаны в обозначении резьбы (D = d = 10 мм). Номинальные значения среднего и внутреннего диаметров находим по ГОСТ 24705-81. Шаг резьбы Р = 1,5 мм, средний диаметр резьбы D₂ = d₂ = 9,026 мм, внутренний диаметр D₁ = d₁ = 8,376 мм.

3.2 По ГОСТ 16093-81 находим предельные отклонения для всех диаметров резьбы.

Наружная резьба М10 - 8h имеет:

для d, d₂, и d₁ верхнее отклонение es = 0 мм,

для d нижнее отклонение ei = -0,375 мм,

для d₂ нижнее отклонение ei = -0,212 мм.

Нижнее отклонение для d₁ не нормируется.

Внутренняя резьба М10 - 7Н имеет:

для D, D₂, и D₁ нижнее отклонение EI = 0 мм,

для D₂ верхнее отклонение ES = +0,280 мм,

для D₁ верхнее отклонение ES = +0,475 мм.

Верхнее отклонение для D не нормируется.

3.3 По найденным предельным отклонениям строим схемы полей допусков для трех диаметров.

3.4 Рассчитываем предельные значения диаметров наружной и внутренней резьбы по аналогии с гладкими цилиндрическими соединениями. Результаты расчетов заносим в таблицу 2.

посадка гладкий цилиндрический соединение

Таблица 2. Результаты расчетов предельных значений диаметров наружной и внутренней резьбы, мм

Параметр резьбы	Болт	Гайка
	d	d2	d1	D	D2	D1
Номинальный	10	9,026	8,376	10	9,026	8,376
Верхнее отклонение	0	0	0	не нормируется	0,224	0,375
Нижнее отклонение	-0,375	-0,212	не нормируется	0	0	0
Наибольший размер	10	9,026	8,376	не нормируется	9,250	8,751
Наименьший размер	9,625	8,814	не нормируется	10	9,026	8,376

4. ВЫБОР ПОСАДОК ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для плотного шпоночного соединения Ш 140 H6/k5 с призматической шпонкой длиной 70 мм.

4.1. Для Ш 140 по ГОСТ 23360-78 определяем параметры соединения: ширина шпонки и пазов b = 36 мм; высота шпонки h = 20 мм; глубина паза выла t₁ = 12 мм, втулки t₂ = 8,4 мм.

4.2. Для заданного вида соединения выбираем поля допусков по размеру b: шпонка - h9; паз вала - P9; паз втулки - P9. На остальные параметры: высота шпонки - h11; длина шпонки - h14; длина паза вала - Н15; глубина паза вала t₁ = 12^+0,30 мм, паза втулки t₂ = 8,4^+0,30 мм.

4.3. По ГОСТ 25347-82 находим предельные отклонения параметров в мм:

шпонка b = мм, h = мм, l = мм;

паз вала b = мм, l = мм, паз втулки b = мм;

отверстие Ш мм, вал Ш мм.

4.4 Рассчитываем предельные размеры параметров соединения по аналогии с гладкими цилиндрическими соединениями. Результаты расчетов заносим в таблицу 3.

Таблица 3. Результаты расчетов предельных размеров параметров соединения, мм

Параметры соединения	Втулка	Вал	Шпонка
	max	min	max	min	max	min
Диаметр d	140,025	140	140,021	140,003	-	-
Ширина b	35,974	35,912	35,974	35,912	35	35,9738
Глубина паза t1, t2	8,7	8,4	12,3	12	-	-
Высота шпонки h	-	-	-	-	20	19,87
Длина шпонки и паза вала l	-	-	71,2	70	70	69,260

5. РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

D - 6Ч23Ч28H7/f7Ч6F8/d9

5.1. По ГОСТ 1139-80 находим, что заданное соединение относится к средней серии. Центрирование производится по поверхности наружного диаметра D.

5.2. По ГОСТ 1139-80 находим поле допуска втулки по размеру d: H11.

Для вала при центрировании по D поле допуска по d буквенного обозначения не имеет, указывается минимальное возможное значение этого диаметра d_1min = 21,3 мм, принимаемое по ГОСТ 1139-80.

5.3. По ГОСТ 25347-82 находим предельные отклонения размеров вала и втулки и строим схемы полей допусков.

5.4. Рассчитываем предельные размеры параметров вала и втулки по аналогии с гладкими соединениями. Результаты расчетов предельных отклонений размеров вала и втулки заносим в таблицу 4.

Таблица 4. Результаты расчетов предельных отклонений размеров вала и втулки, мм

Размеры и отклонения	Втулка	Вал
	D	d	b	D	d	b
Номинальный размер	28	23	6	28	23	6
Верхнее отклонение	+0,021	+0,130	+0,028	-0,020	-	-0,030
Нижнее отклонение	0	0	+0,010	-0,041	-	-0,060
Наибольший размер	28,021	23,130	6,028	27,980	23	5,970
Наименьший размер	28	23	6,010	27,959	21,3	5,940

6. ВЫБОР ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Передача с модулем m2 =3,5 мм, число зубьев z1 = 22, z2 = 49, шириной зубчатого венца = 40 мм, углом наклона линии зуба = . Условие работы передачи: частота вращения зубчатого колеса n2 = 550 об/мин, температура зубчатых колес t1 = C, корпуса t2 = C, зубчатые колеса стальные, корпус чугунный.

6.1. Определение основных параметров зубчатой передачи.

Диаметры делительных окружностей:

шестерни: = = = 77 мм,

колеса: = = = 171,5 мм.

Межосевое расстояние в передаче:

= 124.25 мм.

6.2. Выбор степени точности передачи.

Определяем окружную скорость зубчатого колеса:

м/с.

Скорости 4.94 м/с соответствует 8 степень точности по нормам плавности.

Назначаем по нормам кинематической точности и нормам контакта зубьев также 8 степень точности.

6.3. Выбор вида сопряжения зубчатых колес.

Определяем величину бокового зазора, предназначенную для температурной компенсации:

=

=

0,02571 мм = 25,7 мкм.

где - межосевое расстояние передачи, мм;

- коэффициент линейного расширения материалов зубчатых колес и корпуса соответственно;

- расчетные температуры нагрева соответственно зубчатых колес и корпуса

- угол зацепления ().

Величина бокового зазора, необходимая для размещения слоя смазки

где k = 10 - 30 (10 - для тихоходных, 30 - для высокоскоростных передач).

Принимаем k = 20, тогда мкм.

Расчетный боковой зазор 25,7 + 70 = 95,7 мкм.

По ГОСТ 1643-81 выбираем вид сопряжения. По значению и межосевому расстоянию передачи = 124,25 мм выбираем вид сопряжения В, для которого = 140 мкм. Вид допуска на боковой зазор принимаем в соответствии с видом сопряжения, т.е. с.

Условное обозначение зубчатой передачи 8 - B ГОСТ 1643-81.

6.4. Выбор комплексов контролируемых параметров.

По ГОСТ 1643-81 выбираем показатель (кинематическая погрешность колеса), которая рекомендуется для зубчатых колес 3-8 степени точности. Допуски на кинематическую погрешность зубчатого колеса , в соответствии со степенью точности по нормам плавности.

для шестерни: = = 63 +14 =77 мкм

для колеса: = = 90 +18 =108 мкм

Для контроля плавности работы зубчатых колес выбираем показатель (местная кинематическая погрешность), которая рекомендуется для зубчатых колес 3 - 8 степени точности с < 3.

Допуски на местную кинематическую погрешность:

шестерни = 36 мкм, колеса = 40 мкм.

Для контроля контакта зубьев в передаче выбираем показатель - суммарное пятно контакта. Размер пятна контакта по высоте зубьев - 40%, по длине зуба - 50%

По нормам бокового зазора для передач с нерегулируемым расположением осей выбираем (отклонения межосевого расстояния), для зубчатых колес передачи - (наименьшее дополнительное смещение исходного контура) и (допуск на смещение исходного контура).

Предельное отклонение межосевого расстояния = мкм.

Наименьшее дополнительное смещение исходного контура: шестерни = -120 мкм, колеса = -140 мкм.

Допуск на смещение исходного контура: шестерни = 140 мкм, колеса = 200 мкм.

Допуск на радиальное биение зубчатого контура венца , в зависимости от которого определяется , находим по нормам плавности: для шестерни = 45 мкм, для колеса = 63 мкм.

ЛИТЕРАТУРА

1. Белкин И.М. Допуски и посадки (Основные нормы взаимозаменяемости) -М.: Машиностроение, 1992 - 528 с.

2. Допуски и посадки: Справ. в 2-х ч. Ч. 2 / Под ред. В.Д. Мягкова. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние 1983 - 545 с.

3. Допуски и посадки: Справ. в 2-х ч. Ч. 1 / Под ред. В.Д. Мягкова. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние 1983 - 447 с.



Размещено на Allbest.ru

...