При современном развитии науки и техники, при организованном мас-совой производстве стандартизация, основанная на широком внедрении принципов взаимозаменяемости, является одним из наиболее эффективных средств, способствующих прогрессу во всех областях хозяйственной дея-тельности 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.
1 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 коль-ца 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.
2 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 |
256 |
Нм |
|
|
Осевая сила |
F a |
0 |
Н |
|
|
Номинальный размер соедине- Ния |
d н.с |
50 |
мм |
|
|
Внутренний диаметр вала |
D 1 |
40 |
мм |
|
|
Наружный диаметр втулки |
D 2 |
72 |
мм |
|
|
Длина сопряжения |
l |
40 |
мм |
|
|
Коэффициент трения |
f |
0,08 |
||
|
Модуль упругости материала втулки |
E 1 |
0,910 11 |
Н/м 2 |
|
|
Модуль упругости материала вала |
E 2 |
210 11 |
Н/м 2 |
|
|
Коэффициент Пуассона мате- Риала втулки |
1 |
0,33 |
||
|
Коэффициент Пуассона мате- Риала вала |
2 |
0,3 |
||
|
Предел текучести материала втулки |
T 1 |
2010 7 |
Н/м 2 |
|
|
Предел текучести материала вала |
T 2 |
80010 7 |
Н/м 2 |
|
|
Шероховатость втулки |
R zD |
2,5 |
мкм |
|
|
Шероховатость вала |
R zd |
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 Е 1 , Е 2 — модуль упругости материалов охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей соответственно, в Н/м 2 ;
с 1 , с 2 — коэффициенты Ляме, определяемые по формулам
(5)
Определяется величина минимального допускаемого натяга /1, с.335/
(6)
где ш — поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения,
(7)
t — поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей t 0 и t d и температуры сборки t сб , различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей (D и d ),
(8)
Здесь t D = t D — 20 — разность между рабочей температурой детали с отверстием и нормальной температурой;
t d = t d — 20 — разность между температурой вала и нормальной температурой;
D , d — коэффициенты линейного расширения материалов деталей с отверстием и вала.
ц — поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил; для сплошного вала и одинаковых материалов соединяемых деталей
, (9)
где — окружная скорость на наружной поверхности втулки, м/с ;
- плотность материала, г /см 3 .
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 уд — коэффициент увеличения удельного давления у торцов охватывающей детали;
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 [Nmin ]:
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
3Расчёт калибров
3.1 Расчёт исполнительных размеров гладких калибров (скоб)
Калибр (скоба) предназначена для контроля вала 50 h8 .
СТ СЭВ 144-75
- верхнее отклонение вала es =0мкм ;
- нижнее отклонение вала ei = — 22мкм .
Определяем предельные размеры вала:
- наибольший d max = d H + es = 50 + 0 = 50мм ;
- наименьший d min = d H + ei = 50 — 0,022 = 49,978мм .
СТ СЭВ 157-75
- отклонение середины поля допуска на изготовление вала относительно наибольшего предельного размера изделия z 1 = 5мкм
- допуск на изготовление калибров для вала H 1 = 6мкм
- допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия Y 1 = 4мкм
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)
размер НЕ
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 50 h6
3.2 Расчет исполнительных размеров калибров (пробок)
Калибр пробка предназначен для контроля отверстия 50 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 max ПР = Dmin + Z + H/2 = 50 + 0,005 + 0,003 = 50,008 мм.
Исполнительный размер ПР калибр — пробки O 50,008 -0,006 мм.
Наименьший предельный размер НЕ калибр — пробки :
d max НЕ = Dmax + H/2 = 50,035 + 0,003 = 50,038 мм.
Исполнительный размер НЕ калибр — пробки O 50,038 -0.006 мм.
4 Расчет резьбового соединения
4.1 Построение схемы расположения полей допусков резьбового отверстия гайки М12 х1,25-8Н/8g .
По ГОСТ 24705-81/1,с.144/ определяем основные размеры резьбы:
наружный диаметр D =12мм ;
средний диаметр D 2 =11,188мм ;
внутренний диаметр D 1 =10,647мм .
По ГОСТ 16093-81 (СТ СЭВ 640-77) /1,с.153/ находим предельные отклонения диаметров резьбы:
для посадки 8 Н нижнее отклонение D ,D 1 ,D 2 EJ =0;
верхнее отклонение для D 2 ES =+250мкм ;
верхнее отклонение для D 1 ES =+375мкм .
Строим схему расположения полей допусков (рисунок 3).
Рисунок 3 — Схема расположения поля допуска резьбового отверстия
гайки М12 х1,25-8Н/8g
4.2 Построение схемы расположения полей допусков резьбовых калибров-пробок
ГОСТ 24997-81
- допуск наружного и среднего диаметров резьбового проходного и непроходного калибров-пробок Т Р L =6мкм ;
- расстояние от середины поля допуска Т Р L резьбового проходного калибра-пробки до проходного (нижнего) предела среднего диаметра контролируемой внутренней резьбы Z PL =0мкм ;
- величину среднедопустимого износа резьбовых проходных калибров-пробок W GO =8мкм ;
величину среднедопустимого износа резьбовых непроходных калибров-пробок W NG =6мкм .
Строим схему расположения полей допусков (Рисунок 4).
Рисунок 4 — Схема расположения полей допусков резьбовых калибров-
пробок по среднему диаметру
4.3 Расчёт исполнительных размеров резьбовых калибров-пробок
ГОСТ 24997-81
Для ПР резьбового калибра-пробки /4,с.68/:
- наибольший предельный наружный диаметр
;
- наибольший предельный средний диаметр
;
- наибольший предельный внутренний диаметр
СТ СЭВ 2647-80
Допуск наружного диаметра ПР резьбового калибра-пробки
Допуск среднего диаметра ПР резьбового калибра-пробки
Исполнительные размеры ПР резьбового калибра-пробки:
наружный диаметр — 12,006 -0,012 мм ;
средний диаметр — 11,191 -0,006 мм ;
внутренний диаметр — 10,857 max мм по канавке или радиусу.
Размер резьбового калибра-пробки по среднему диаметру:
Для НЕ резьбового калибра-пробки:
- наибольший предельный наружный диаметр
Значение F 1 =0,125мм взято из /4,с.64/;
- наибольший предельный средний диаметр
;
- наибольший предельный внутренний диаметр
Допуск наружного диаметра НЕ резьбового калибра-пробки
Допуск среднего диаметра НЕ резьбового калибра-пробки
Исполнительные размеры НЕ резьбового калибра-пробки:
наружный диаметр — 11,497 -0,012 мм ;
средний диаметр — 11,197 -0,006 мм ;
внутренний диаметр — 10,437 max мм по канавке или радиусу.
Размер изношенного НЕ резьбового калибра-пробки по среднему диаметру:
4.4 Построение схемы расположения полей допусков наружной резьбы болта
ГОСТ 24705-81
наружный диаметр d =12мм ;
средний диаметр d 2 =11,188 мм ;
внутренний диаметр d 1 =10,647 мм .
ГОСТ 16093-81
верхнее отклонение d, d 2 , d 1 es = — 28мкм ;
нижнее отклонение d 2 e i = — 160мкм ;
нижнее отклонение d e i = — 240мкм .
Строим схему расположения (Рисунок 5)
Рисунок 5- Схема расположения поля допусков болта М12 х1,25 -8H /8g
4.5 Построение схемы расположения полей допусков резьбовых калибров-колец
ГОСТ 24997-81
Z R =-4мкм ; W GO =10мкм ; W NG =7мкм.
4.6 Расчёт исполнительных размеров резьбовых калибров-колец
ГОСТ 24997-81
Для ПР резьбового калибра-кольца:
наименьший предельный наружный диаметр
;
- Значение в /4,с.64/;
наименьший предельный средний диаметр
;
наименьший предельный внутренний диаметр
Допуск среднего диаметра ПР резьбового калибра-кольца
Допуск внутреннего диаметра ПР резьбового калибра-кольца
Исполнительные размеры ПР резьбового калибра-кольца:
1) наружный диаметр — 12,082 min мм ;
2) средний диаметр — 11,156 +0,008 мм ;
3) внутренний диаметр — 10,611 +0,008 мм по канавке или радиусу.
Размер резьбового калибра-кольца по среднему диаметру:
Для НЕ резьбового калибра-кольца:
- наименьший предельный наружный диаметр
- наименьший предельный средний диаметр
;
- наименьший предельный внутренний диаметр
Допуск наружного диаметра НЕ резьбового калибра — кольца
Допуск среднего диаметра НЕ резьбового калибра — кольца
Исполнительные размеры НЕ резьбового калибра- кольца:
1) наружный диаметр — 12,144 min мм , по канавке или радиусу;
2) средний диаметр — 11,216 +0,008 мм ;
3) внутренний диаметр — 10,908 +0,008 мм.
Размер изношенного НЕ резьбового калибра — кольца по среднему диаметру:
Строим схему расположения полей допусков (Рисунок 6)
Рисунок 6 — Схема расположения полей допусков резьбовых калибров-колец
по среднему диаметру
По условию работы узла внутреннее кольцо подшипника имеет циркуляционное нагружение, наружное местное.
Присоединительные размеры подшипника заданы в таблице на чертеже узла. Класс точности подшипника, серия подшипника принимаются прибли-зительно и указываются в записке.
Принимаем класс точности 0 и среднюю серию, по которой в зависи-мости от диаметров d = 50мм, D = 90мм определяем ширину кольца В = 17мм и r = 2мм (шарикоподшипники радиальные однорядные).
Расчет ведём в следующей последовательности:
1) для циркуляционного кольца подшипника посадку выбирают по ин-тенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности /1,с.283/
(28)
где R — радиальная реакция опоры на подшипник, Н (указывается в чер-теже-задании); Ь — рабочая ширина посадочной поверхности кольца подшип-ника за вычетом фасок, м:
Ь=В-2r; (29)
К П — динамический коэффициент посадки, зависящий от характера на-грузки (при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации К П = 1; при перегрузке до 300%, сильных ударах и вибрации К П = 1,8); F — коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F =1) /I, с.286/; F A -коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения в двухрядных подшипниках или между сдвоен-ными шарикоподшипниками при наличии на опоре осевой нагрузки F A , при этом F A может иметь значения от 1,2 до 2, в обычных случаях F A = 1.
R= 950 Н,
