Расчет посадки с натягом

Расчет калибров

4 Расчет резьбового соединения

5 Посадки подшипников качения

6 Расчет размерных цепей

Литература

Введение

 

При современном развитии науки и техники, при организованном мас­совой производстве стандартизация, основанная на широком внедрении принципов взаимозаменяемости, является одним из наиболее эффективных средств, способствующих прогрессу во всех областях хозяйственной дея­тельности и повышению качества выпускаемой продукции.

Данная курсовая работа выполнена с целью закрепления теоретических положений курса, излагаемых в лекциях и обучение самостоятельной работе со справочной литературой.

Цель работы

 

1.1 Для указанного в задании сопряжения рассчитать и подобрать стандартную посадку с натягом или зазором

1.2 Для узла подшипника качения, имеющего постоянную по направлению нагрузку, рассчитать посадку для циркуляционно – нагруженного коль­ца и подобрать посадку для местно нагруженного кольца.

1.3 Вычертить схемы расположения полей допусков на кольца подшипников, вала и корпуса. Для данного резьбового соединения определить все номинальные значения параметров резьбы, допуски и отклонения.

1.4 Рассчитать заданные параметры цепи.

 

Расчет посадки с натягом

 

Расчет посадок с натягом выполняется с целью обеспечить прочность соединения, то есть отсутствие смещений сопрягаемых деталей под действием внешних нагрузок, и прочность сопрягаемых деталей.

Исходные данные для расчета берутся из задания и сводятся в таблицу 1.

Таблица 1 – Исходные данные для расчета посадок с натягом

 

Наименование величины	Обозначение в формулах	Численная величина	Единица измерения
Крутящий момент	T		Н×м
Осевая сила	Fa		Н
Номинальный размер соедине- Ния	dн.с		мм
Внутренний диаметр вала	D1		мм
Наружный диаметр втулки	D2		мм
Длина сопряжения	l		мм
Коэффициент трения	f	0,08
Модуль упругости материала втулки	E1	0,9×1011	Н/м2
Модуль упругости материала вала	E2	2×1011	Н/м2
Коэффициент Пуассона мате- Риала втулки	m1	0,33
Коэффициент Пуассона мате- Риала вала	m2	0,3
Предел текучести материала втулки	sT1	20×107	Н/м2
Предел текучести материала вала	sT2	800×107	Н/м2
Шероховатость втулки	RzD	2,5	мкм
Шероховатость вала	Rzd	1,3	мкм

 

Наименьший расчет натяга определяется из условия обеспечения прочности соединения (неподвижности), из условия обеспечения служебного назначения соединения /1, с.333/.

Только при действии Т

(1)

только при действии F_а

(2)

При одновременном действии F_a и Т:

(3)

По полученным значениям Р определяется необходимая величина наименьшего расчетного натяга

(4)

где Е₁, Е₂ – модуль упругости материалов охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей соответственно, в Н/м²;

с₁, с₂ – коэффициенты Ляме, определяемые по формулам

(5)

Определяется величина минимального допускаемого натяга /1, с.335/

(6)

где g_ш – поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения,

(7)

g_t – поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей t₀ и t_d и температуры сборки t_сб, различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей (a_D и a_d),

(8)

Здесь Dt_D = t_D - 20° - разность между рабочей температурой детали с отверстием и нормальной температурой;

Dt_d = t_d - 20° - разность между температурой вала и нормальной температурой;

a_D, a_d – коэффициенты линейного расширения материалов деталей с отверстием и вала.

g_ц – поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил; для сплошного вала и одинаковых материалов соединяемых деталей

, (9)

где u - окружная скорость на наружной поверхности втулки, м/с;

r - плотность материала, г / см ³.

g_п – добавка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках; определяется опытным путем.

Определяем максимальное допускаемое удельное давление , при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.

В качестве берется наименьшее из двух значений Р ₁ или Р ₂:

, (10)

, (11)

где и - пределы текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей, Н / м ²;

 

Определяется величина наибольшего расчетного натяга

. (12)

Определяется величина максимального допустимого натяга с учетом поправок

, (13)

где g_уд – коэффициент увеличения удельного давления у торцов охватывающей детали;

g_t – поправка, учитывающая рабочую температуру, которую следует учитывать если натяг увеличится.

Выбирается посадка из таблиц системы допусков и посадок /1,с.153/.

Условия подбора посадки следующие:

– максимальный натяг в подобранной посадке должен быть не больше , то есть

; (14)

– минимальный натяг в подобранной посадке должен быть больше , то есть

. (15)

Расчитывается необходимое усилие при запрессовке собираемых деталей,

, (16)

где f_n – коэффициент трения при запрессовке, f_n =(1,15…1,2) f;

P_max – максимальное удельное давление при максимальном натяге , определяемое по формуле

. (17)

По полученным данным (Приложение Б) чертим схему расположения полей допусков “отверстия” и “вала”.

 

Схема к расчету посадки с натягом показана на рисунке 1.

 

Рисунок 1 – Схема к расчету посадки с натягом

 

Расчет посадок с натягом выполнен на ЭВМ и результат расчета приведен в (приложении Б).

Выбираем посадку по таблицам системы допусков и посадок. Условия подбора следующие:

а) максимальный натяг N_max в подобранной посадке должен быть не

более [N_max]:

б) минимальный натяг N_min в подобранной посадке должен быть больше [N_min]:

Так как условие минимума выполняется, то выбираем данную посадку.

Графическое расположение полей допусков посадки d50 H8/g8 показано на рисунке 2.

Рисунок 2 – Схема расположения полей допусков «отверстие»

и «вал» к расчету посадки с натягом

Расчёт калибров

 

3.1 Расчёт исполнительных размеров гладких калибров (скоб)

 

Калибр (скоба) предназначена для контроля вала Æ50 h8.

По СТ СЭВ 144-75 определяем верхнее и нижнее отклонения вала Æ50 h8:

– верхнее отклонение вала es =0 мкм;

– нижнее отклонение вала ei = – 22 мкм.

Определяем предельные размеры вала:

– наибольший d_max = d_H + es = 50 + 0 = 50 мм;

– наименьший d_min = d_H + ei = 50 – 0,022 = 49,978 мм.

По таблице 2 СТ СЭВ 157-75 выписываем допуски:

– отклонение середины поля допуска на изготовление вала относительно наибольшего предельного размера изделия z₁ = 5 мкм

– допуск на изготовление калибров для вала H₁ = 6 мкм

– допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия Y₁ = 4 мкм

Строим схему расположения полей допусков вала, ПР и НЕ калибров (скоб) в соответствии с рисунком 2.

Определяем исполнительные размеры калибров (скоб).

В качестве исполнительного размера скобы берется наименьший предельный её размер с положительным отклонением, равным допуску на изготовление калибра.

Наименьший предельный размер ПР стороны калибра (скобы)

.

Наименьший предельный размер НЕ стороны калибра (скобы)

.

Исполнительный размер ПР стороны калибра (скобы), который ставится на чертеже калибра, равен 49,992^+0,006 мм.

Исполнительный размер НЕ стороны калибра (скобы) равен 49,975^+0,006 мм.

Рисунок 2 – Схема расположения полей допусков для вала Æ50 h6

 

3.2 Расчет исполнительных размеров калибров (пробок)

 

Калибр пробка предназначен для контроля отверстия Æ50 Н8

По СТ СЭВ 144-75 определяем:

ES = 35 мкм

EJ = 0 мкм.

Определяем наибольший и наименьший предельные размеры отверстия

Dmax=D + ES = 50 + 0,035 = 50,035мм

Dmin=D + ES = 50 – 0 = 50мм.

Выписываем из СТ СЭВ157 – 75

Z= 5, H= 6

Наибольший ПР размер калибр – пробки:

d_maxПР = D_min + Z + H/2 = 50 + 0,005 + 0,003 = 50,008 мм.

Исполнительный размер ПР калибр – пробки Ø 50,008_-0,006 мм.

Наименьший предельный размер НЕ калибр – пробки:

d_maxНЕ = D_max+ H/2 = 50,035 + 0,003 = 50,038 мм.

Исполнительный размер НЕ калибр – пробки Ø 50,038_-0.006 мм.