99718

Расчет гладкого цилиндрического соединения

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определение минимального функционального натяга. Переходная посадка обеспечивает высокую точность центрирования и легкость сборки. Расчет исполнительных размеров гладких калибров пробок для детали. Метод обеспечивающий полную взаимозаменяемость...

Русский

2016-10-10

598.5 KB

0 чел.

ВВЕДЕНИЕ

Повышение уровня качества продукции по прежнему является важнейшей задачей машиностроения, в успешном решении которой большая роль принадлежит квалифицированным кадрам. Техническая документация содержит требования по точности (допускам и посадкам), размеров, форм и расположения поверхностей, а так же по параметрам шероховатости.

Молодые специалисты должны быть подготовлены к проведению простейших расчетов по допускам и посадкам, а в необходимых случаях – уметь пользоваться справочными данными и таблицами.

1. РАСЧЕТ ПОСАДКИ С НАТЯГОМ ДЛЯ ГЛАДКОГО

ЦИЛНДРИЧЕСКОГО СОЕДЕНЕНИЯ8-13

Таблица 1 – Исходные данные

Наименование величины, размерность

Обозначение в формулах

Численная величина

Крутящий момент, Нм

Mкр

440

Диаметр соединения, мм

dн

48

Наружный диаметр втулки, мм

d2

200

Длина соединения, мм

L

90

Коэффициент трения

f

0,15

Материал вала

-

Сталь 40Х

Предел текучести материала вала, Н/м2

тd

80107

Модуль упругости материала вала, Н/м2

Ed

21011

Коэффициент Пуассона, Н/м2

d

0,3

Материал втулки

-

Чугун

СЧ 18-36

Предел текучести материала втулки, Н/м2

тD

18107

Модуль упругости материала втулки, Н/м2

ED

1011

Коэффициент Пуассона материала вала, Н/м2

D

0,25

1.1. Определение минимального функционального натяга

Минимальный функциональный натяг:

                           (1.1)

где СD – коэффициенты жесткости конструкции:

По формуле (1.1) определяется минимальный функциональный натяг:

мкм.

1.2. Определение максимального функционального натяга

Максимальный функциональный натяг:

;                         (1.2)

гдеPдоп – наибольшее допускаемой давление на контактной поверхности, при котором отсутствует пластические деформации:

Для отверстия:

Н/м2;

Для вала:

Н/м2.

NmaxФ рассчитывается по наименьшемуPдоп по формуле (1.2):

мкм.

1.3.  Определение допусков посадки и квалитетов

Функциональный допуск посадки:

;                                       (1.3)

гдеTNФ – функциональный допуск посадки:

мкм.

TNK – конструкторский допуск посадки:

;                                     (1.4)

где в формулахITD – табличный допуск отверстия;

ITd – табличный допуск вала.

TЭ – эксплуатационный допуск посадки:

;                                    (1.5)

гдеЭ – запас на эксплуатацию;

СБ – запас на сборку.

Конструкторский допуск посадкиTNK определяется на основании экономически приемлемой точности посадок с натягом (не точнееIT6 и не грубееIT8). Эксплуатационный допуск посадкиTЭ должен быть не менее 20%TNФ:

;                                    (1.6)

по таблице находятсяIT6…IT8 дляdH=45 мм:

IT6=16мкм; IT7=25мкм; IT8=39мкм.

Возможно несколько вариантов значенийTNК иTЭ:

1) Допуск валаIT6 допуск отверстияIT7:

По формуле (1.4):

мкм;

Из формулы (1.3) определяется эксплуатационный допуск посадки:

мкм.

TЭ=24,35%TNФ, условие (1.6) выполняется.

2) Допуск валаIT7 допуск отверстияIT7:

мкм;

мкм.

TЭ=7,7%TNФ, условие (1.6) не выполняется.

Принимаем  для отверстия допускIT7, для вала допускIT6.

1.4. Определение функционального натяга с учетом поправок

Для учета конкретных условий эксплуатации в расчетные предельные натяги необходимо внести поправки.

ПоправкаU, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей:

;                                     (1.7)

гдеRaD,Rad – среднее арифметическое отклонение профиля отверстия и вала:

RaD=0,05IT7=0,0525=1,25мкм;

Rad=0,05IT6=0,0516=0,8мкм.

По ряду стандартных значенийRad=0,63 мкм.

По формуле (1.7) определяется поправка учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей:

мкм.

ПоправкаUt, учитывающая различия рабочей температуры, температуры сборки и коэффициента линейного расширения. Так как рабочая температура близка к температуре сборки, тоUt=0.

ПоправкаUЦ, учитывающая деформацию деталей от действия центробежных сил. Так как скорость вращения детали невелика, тоUЦ=0.

Функциональные натяги с учетом поправок:

мкм;

мкм.

1.5. Выбор посадки

Для обеспечения работоспособности стандартной посадки необходимо выполнить следующие условия:

;                                   (1.8)

;                               (1.9)

;                                    (1.10)

;                              (1.11)

.                                          (1.12)

Условия (1.8) и (1.10) являются обязательными, условие (1.12) необязательно если при допусках деталей поIT8 остаетсяTЭ>>20%TNФ..

Посадки выбираются из приложений 7 и 8.  На рисунке 1 показана схема полей допусков.

Анализ результатов этих посадок сводится в таблицу 2

Посадки

Nmaxтабл

Nminтабл

сб

э

Ф

51

10

111,7-51=60,7

10-57,5=-47,5

Ф

101

60

111,7-101=10,7

60-57,5=2,5

Ф

110

69

111,7-110=1,7

69-57,5=11,5

Из рассмотренных посадок условиям (1.8),(1.9),(1.10),(1.11),(1.12) удовлетворяет только одна посадка Ф.

2. РАСЧЕТ ПЕРЕХОДНОЙ ПОСАДКИ ДЛЯ ГЛАДКОГО

ЦИЛНДРИЧЕСКОГО СОЕДЕНЕНИЯ 3-10

Переходная посадка обеспечивает высокую точность центрирования и легкость сборки.

Точность центрирования определяется величинойSmax, которая в процессе эксплуатации увеличивается:

;                                                  (2.1)

гдеFr – радиальное биение, определяется по ГОСТ 1643-81,Fr=45 мкм;

KT – коэффициент запаса точности,KT =2…5.

По формуле (2.1) определяется величинаSmax:

мкм.

В системе основного отверстия из рекомендуемых стандартных полей допусков составляются посадки, определяется , по которому и подбирается оптимальная посадка, так, чтобыSmax расч был равен или меньше на 20% .

По приложению 4 такими посадками будут :

Ф; =0,033 мм.

Ф; =0,023 мм.

Ф; =0,016 мм.

Для данного соединения наиболее подходит посадка Ф.

Посадка Ф, обеспечивает лучшее центрирование, но трудоемкость сборки увеличивается по сравнению с посадкой Ф.

Выбор посадки Ф; =0,023 мм; =0,018 мм.

Средний размер отверстия:

мм.

Средний размер вала:

мм.

Так как , то необходимо определить вероятное предельное значение . Оно должно быть меньшеSmax расч.

Легкость сборки определяют вероятностью получения натягов в посадке. Принимается, что рассеяние размеров отверстия и вала, а также зазора и натяга подчиняются закону нормального распределения и допуск равен величине поля рассеяния:

;

Тогда:

Среднеквадратичное отклонение для распределения зазоров и натягов в соединении:

.

При средних размерах отверстия и вала получаетсяSC=DC-dC=2,5 мкм. Определяем вероятность зазоров от 0 до 2,5 мкм, т.е.x=2,5:

.

По приложению 6 определяется вероятность зазора в пределах от 0 до 3 мкм, функция Ф(Z) :

Ф(Z)=Ф(0,506)=0,1915.

Кривая вероятностей натягов и зазоров посадки Ф показана на рисунке 2.

Диапазон рассеяния зазоров и натягов:

.

Вероятность получения зазоров:

0,5+0,1915=0,69

Вероятность получения натягов:

1-0,69=0,31

Предельные значения натягов и зазоров:

мкм;

мкм.

Рисунок 2 - Кривая вероятностей натягов и зазоров посадки Ф.

3. РАСЧЕТ ПОСАДКИ ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ 5

Выбор посадок зависит от вида нагружения колец подшипника. По условиям работы узла внутренне кольцо подшипника имеет циркуляционное нагружение, наружное – местное.

Принимается класс точности 0 и легкая серия, по которой в зависимости  от диаметровd=35 мм,D=80 мм, определяется ширина кольца Е=21 мм иr=2,5 мм,

Интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности для циркуляционно нагруженного кольца:

;                                   (3.1)

гдеR – приведенная радиальная  реакция опоры на подшипнике,R=4000 Н;

b – рабочая ширина посадочной поверхности кольца подшипника за вычетом фасок:

b=B-2r=18-22,5=13 мм;

KП – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки,KП=1;

F – коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале,F=1

FA – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения,FA=1.

По формуле (3.1) вычисляется интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности для циркуляционно нагруженного кольца:

Н/мм.

Найденным значенияPR иd соответствует основное отклонение валаk, и корпуса К.

Номер квалитета выбирается в зависимости от класса точности подшипника. Так как класс точности подшипника 0, то при посадке на вал ему соответствуетIT6, а при посадке в корпус ему соответствуетIT7.

Для местно нагруженного кольца основное отклонениеH

Для циркуляционно нагруженного кольца поле допускаk6, Ф.

Для местно нагруженного кольца поле допускаH7, Ф.

Рисунок 3 – Схема расположения полей допусков подшипника качения.

4. РАСЧЕТ КАЛИБРОВ

4.1. . Расчет исполнительных размеров гладких калибров скоб для детали 12

Контроль детали 12 по размеру Ф45s6 в массовом и серийном производствах осуществляется с помощью предельных калибров-скоб.

По приложения 3, 7 и 8 определяются верхнее и нижнее отклонения вала Ф45s6:

Верхнее отклонение валаes=+59 мкм;

Нижнее отклонение валаei=+43 мкм.

Наибольший предельный размер вала:

мм.

Наименьший предельный размер вала:

мм.

По приложению 10  определяются:

Отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера вала,Z1=3,5 мкм;

Допуск на изготовление калибров для вала,H1=4 мкм;

Допустимый выход размера изношенного проходного калибра вала за границу поля допуска изделия,Y1=3 мкм.

На рисунке 4 показана схема расположения полей допусков вала , ПР и НЕ калибров.

       Наименьший предельный размер ПР стороны калибра скобы:

мм.

Наименьший предельный размер НЕ стороны калибра – скобы:

мм.

Исполнительный размер ПР стороны калибра-скобы 45,0535+0,004 мм.

Исполнительный размер НЕ стороны калибра-скобы 45,041+0,004 мм.

4.2. Расчет исполнительных размеров гладких калибров пробок для детали 4

Контроль детали 4 по размеру Ф45Р7 в массовом и серийном производствах осуществляется с помощью предельных калибров-пробок.

По приложению 3, 7 и 8 определяются верхнее и нижнее отклонения отверстия Ф45Р7:

Верхнее отклонение отверстияES=-26 мкм;

Нижнее отклонение отверстияEI=-51 мкм.

Наибольший предельный размер отверстия:

мм.

Наименьший предельный размер отверстия:

мм.

По приложению 10 определяются:

Отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера отверстия,Z=3,5 мкм;

Допуск на изготовление калибров для отверстия,H=4 мкм;

Допустимый выход размера изношенного проходного калибра отверстия за границу поля допуска изделия,Y=3 мкм.

На рисунке 5 показана схема расположения полей допусков отверстия , ПР и НЕ калибра – пробки.

Наибольший предельный размер ПР – проходного калибра пробки:

мм.

Наибольший предельный размер НЕ – непроходного калибра-пробки:

мм.

Исполнительный размер проходного калибра-пробки, Ф44,9545-0,004

Исполнительный размер непроходного калибра пробки,

Ф44,976-0,004

4.3. Расчет исполнительных размеров ПР и НЕ резьбовых калибров колец для наружной резьбы (болта) 16M4-6h

По таблице 85 [3, стр. 427] определяются основные размеры резьбыM4-6h:

Наружный диаметр резьбы,d=4 мм;

Средний диаметр резьбы,d2=3,456 мм;

Внутренний диаметр резьбы,d1=3,242, мм.

Шаг резьбы, P=0,7 мм.

По таблице 89 [3, стр. 434-435] определяются предельные отклонения диаметров резьбы:

Верхнее отклонениеd,d2,d1es=0;

Нижние отклоненияeid=-140мкм,eid2=-40 мкм.

На рисунках 6, 7 показаны схемы расположения полей допусков резьбовых калибров-колец.

Рисунок 6 - Схема расположения полей допусков резьбовых калибров-колец.

Рисунок 7 - Схема расположения полей допусков резьбовых калибров-колец.

По приложению 15[1,стр. 83-89]определяются:

Расстояние между линией среднего диаметра и вершиной укороченного профиля резьбы,F1=0,07 мм;

Высота исходного треугольника,H=0,602 мм;

Допуск внутреннего и среднего диаметров  резьбового проходного и не проходного калибров-колец,TR=8 мкм;

Величина среднедопустимого износа резьбовых проходных  калибров колец,WGO=10 мкм;

Величина среднедопустимого износа резьбовых непроходных калибров колец,WNG=7 мкм;

Расстояние от середины поля допускаTR резьбового прроходного калибра-кольца до проходного предела среднего диаметра наружной резьбы,ZR=-4 мкм.

Предельный наименьший наружный диаметр ПР резьбового калибра кольца:

мм.

Наименьший предельный средний диаметр:

мм.

Наименьший предельный внутренний диаметр :

мм.

Допуск внутреннего и среднего диаметров ПР резьбового

калибра-кольца:

мм.

Исполнительные размеры ПР резьбового калибра кольца:

Наружный диаметр 4,059 мм;

Средний диаметр 3,546+0,008 мм;

Внутренний диаметр 3,298+0,008 мм.

Размер изношенного ПР резьбового калибра-кольца по среднему диаметру:

мм.

Наименьший предельный наружный диаметр НЕ резьбового калибра кольца:

мм.

Наименьший предельный средний диаметр:

мм.

Наименьший предельный внутренний диаметр:

мм.

Допуск среднего диаметра  НЕ резьбового калибра-кольца:

мм.

Допуск внутреннего диаметра НЕ резьбового калибра-кольца:

мм.

Исполнительные размеры НЕ резьбового калибра-кольца:

Наружный диаметр 3,919 мм;

Средний диаметр 3,498+0,008 мм;

Внутренний диаметр 3,354+0,016 мм.

Размер изношенного НЕ резьбового калибра-кольца по среднему диаметру:

мм.

Рисунок 8 – Схема расположения полей допусков резьбового соединения деталей по посадке с зазором.

5. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА 8

Для зубчатого колеса задаются:

Делительный диаметрd=28 мм ;

Модульm=2 мм;

Число зубьевZ=14

Степень точности 8-7-7-В.

Данное зубчатое колесо предназначено для скоростной передачи.

По ГОСТ 1643-81 [4, стр. 280-286] определяются:

Допуск на колебание измерительного межосевого расстояния

Fi”=53 мкм;

Допуск на колебание длины общей нормалиFvw=19 мкм;

Допуск на колебание измерительного меж осевого расстояния на одном зубеfi”=28 мкм;

Суммарное пятно контакта по длине зуба не менее 60%, по высоте не менее 45%.

Номинальный размер длины общей нормали:

;                   (5.1)

гдеn – число зубьев захватываемых губками нормалиметра:

n=0,11Z+0,5=0,1114+0,5=2,04.

По формуле (5.1) определяется номинальный размер длины общей нормали:

мм.

По ГОСТ 1643-81 [4, стр. 290-291] определяются:

Наименьшее отклонение средней длины общей нормали (1 слагаемое)EWms=90 мкм;

Наименьшее отклонение средней длины общей нормали (2 слагаемое)EWms=9 мкм.

Наименьшее отклонение средней длины общей нормали:

EWms=90+9=99 мкм.

По ГОСТ 1643-81 [4, стр. 291] определяется, допуск на  среднюю длину общей нормалиTWm=63 мкм.

Наибольшее отклонение средней длины общей нормали:

EWms+TWm=63+99=162 мкм.

Показатель бокового зазора:

мкм.

Допуск на биение окружности вершин принимается равным

0,1m=0,2 мм.

Величина допустимого торцевого биения базового торца:

;                                         (5.2)

гдеb-ширина зубчатого венца,b=12 мм$

F - допуск на погрешность направления зуба,F=12 мкм.

По формуле (5.2) определяется величина допустимого торцевого биения базового торца:

мм.

                   5. РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ

Для удобства расчет размерная  цепь представляется в графическом виде:

Определение номинального размера замыкающего звена:

A1- уменьшающее звено

А2- уменьшающее звено

А3- увеличивающее звено

мм.

5.1 Метод обеспечивающий полную взаимозаменяемость.

Определяется число единиц допуска:

где ТА - допуск замыкающего звена;

- известные допуски составляющих звеньев;

i – единица допуска.

     Значение <i> берётся из таблицыa  по <a> определяется номер квалитета

   Таким образом <a> находится междуIT12 иIT13. Принимается квалитетIT12 для А1 и А2, а для звена А3IT13.

   Исходя из номинальных размеров звеньев цепи и выбранных квалитетов, определяются допуски составляющих звеньев.

   Назначаются отклонения, для всех составляющих звеньев.

   В данном случае на размеры А1 и А2 назначаются отклонения в минус.

А1=48-0.25

А2=36-0.25

Примем неизвестными нестандартными отклонения вала А3ху.

Составляем уравнение размерной цепи:

2-1.0=86ух – 36-0.25 – 48-0.25

оно решается по формулам:

0=х-(-0,25-0,25)

х=-0,5

-1=у-0

у=-1

Производится проверка суммы допусков составляющих звеньев:

1=0,25+0,25+0,5=1

Все допуски и отклонения звеньев определенны правильно.

5.2 Метод неполной взаимозаменяемости.

Решается эта задача способом назначения допусков одного квалитета .

Находятся коэффициенты квалитета:

Таким образом, а = 323 находится междуIT13 иIT14

По таблице определяются допуски на все размеры поIT13: ТА1=0,390;

ТА2=0,390; ТА3=0,540.

Рассчитывается допуск замыкающего звена:

,

   где - коэффициент относительного рассеяния размеров. Принимается, что рассеяние размеров всех составляющих звеньев подчиняется нормальному закону распределения, тогда  =;

t – коэффициент, характеризующий процент выхода расчётных отклонений за пределы допуска, задаётся процентом риска Р=27%. По таблицеt=3.

   Чтобы получить равенство допусков, надо допуск одного  из звеньев увеличивать. Для этого берётся звено А3 и определяется его допуск:

Назначаются отклонения составляющих звеньев

А1=48-0,39;    А2=36-0,39;   А3=86ху

Определим координаты центров группирования размеров, приняв при этом коэффициент симметрии αi=0, это значит, что рассеяние всех составляющих звеньев симметрично относительно середины поля допуска, а значит, координаты центров группирования размеров будут соответствовать координатам середины полей допусков:

Определяем координаты середины поля допусков звена А3:

Определяются отклонения звена А3

Звено А3=

Проверка:

Требования по замыкающему звену выдержаны.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

21654. Мочекаменная болезнь (уролитиаз) 115.5 KB
  Волоконный световод представляет собой тонкую двухслойную стеклянную нить сердечника и оболочки каждый элемент которой обладает различным показателем преломления. Показатель преломления n прозрачного вещества представляет собой отношение скорости света в вакууме с к скорости света в данном веществе v то есть n=c v. Кроме того показатель преломления зависит от параметров среды и рассчитывается по формуле: где и относительные соответственно диэлектрическая и магнитная проницаемости. Учитывая что относительная...
21655. ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ПЕРЕДАЧИ ПО СВЕТОВОДУ 166.5 KB
  воспользуемся основными уравнениями электродинамики уравнениями Максвелла которые для диэлектрических волноводов имеют вид: 1 Уравнения Максвелла справедливы для любой системы координат. Для направляющих систем эти уравнения наиболее часто применяются в цилиндрической системе координат ось Z которой совместим с оптической осью световода: 2 Для решения инженерных задач электродинамики необходимо знать продольные составляющие полей Еz и Hz. Отсюда следует что продольные...
21656. Оптимизация структуры доходов бюджета Российской Федерации 358 KB
  Раскрыть теоретические вопросы понятия «доходы бюджета», его сущность и структуру; раскрыть особенности нормативно - правовой базы доходов бюджета; провести анализ доходов и расходов бюджета Российской Федерации, его основных поступлений; разработать рекомендации по оптимизации структуры доходов бюджета Российской Федерации.
21657. ЗАТУХАНИЕ 160 KB
  ЗАТУХАНИЕ Важнейшими параметрами световода являются оптическое потери и соответственно затухание передаваемой энергии. Собственные потери волоконных световодов состоят в первую очередь из потерь поглощения и потерь рассеивания т. Потери на поглощение существенно зависят от частоты материала и при наличии посторонних примесей могут быть значительными. Потери обусловлены комплексным характером показателя преломления nдjnм который связан с тангенсом угла диэлектрических потерь выражением .
21658. Гидрология болот 114 KB
  Вместо высоких камышей и тростников развиваются мелководные растения хвощи осоки и многие другие водолюбивые растения отложения которых хотя и поднимаются над поверхностью воды в озере но затопляются весенними и летними высокими водами отлагающими принесенные или взмученные частицы ила. В климатических условиях северной половины России осадков выпадает больше чем расходуется влаги на испарение поэтому излишек воды скапливается на поверхности болота сначала в форме мочажин а затем в виде вторичных озер и русел...
21659. Гидрология подземных вод 318 KB
  Долгое время существовали две теории отрицавшие одна другую: теория инфильтрации в которой утверждалось что скопление подземной воды есть результат просачивания атмосферных осадков в почву и грунт теория конденсации доказывающая что источником происхождения подземных вод является водяной пар атмосферы который вместе с воздухом попадает в холодные слои земной коры и там конденсируется. Воды возникают на больших глубинах из диссоциированных ионов Н и О2 или паров воды поднимающихся из магматической или метаморфической зоны....
21660. Гидрология рек 346.5 KB
  Главные реки и их притоки. Речная система включает в себя одну главную реку ряд притоков главной реки притоки этих притоков и т. Реки непосредственно впадающие в главную реку называются притоками первого порядка. Притоки второго порядка по отношению к главной реке реки впадающие в притоки первого порядка и т.
21661. ГЕОЛОГИЧЕСКАЯ ДЕЯТЕЛЬНОСТЬ ОКЕАНОВ И МОРЕЙ 78.5 KB
  Приливноотливные движения периодические поднятия и опускания уровня воды в океанах и морях возникают в результате того что Земля испытывает притяжение Луны и Солнца. РАЗРУШИТЕЛЬНАЯ ДЕЯТЕЛЬНОСТЬ МОРЯ Разрушительная деятельность моря называется абразией. К тому же между подводной абразионной террасой и клиффом возникает пляж представляющий гряды или насыпи гальки гравия иногда песка полого спускающиеся в сторону моря. При поперечном подходе волн к берегу в зоне прибоя в пределах пляжа часто формируются валы из...
21662. Химические и физические свойства природных вод 117 KB
  Основные физические свойства воды снега и льда Общие сведения. При анализе гидрологических явлений принимается что количество свободной воды на Земле сохраняется постоянным. Вода в результате некоторых процессов вступает в прочные соединения с другими веществами и перестает существовать как свободное образование однако в глубоких слоях земной коры имеют место и обратные процессы: при высоких давлениях и температурах вновь образуется некоторое количество воды. Температура замерзания дистиллированной воды принята за 0 С а температура...