Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФГБОУ ВО «ИВАНОВСКАЯ  ГОСУДАРСТВЕННАЯ  СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННАЯ  АКАДЕМИЯ

ИМЕНИ АКАДЕМИКА Д.К.БЕЛЯЕВА»

Курсовая работа

по метрологии, стандартизации и сертификации

                                                                                       Выполнил: студент

                                                                                  3 курса 2 группы                                                

                                                                         Саидов З.Г.                                                       

                                                                           Проверила:

Максимовская Т.Д.

                                                                          Вариант №7

Иваново  2016 г.

содержание

1.   Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений........4

2.   Расчет и выбор посадок для подшипников скольжения.........................10

3.   Теоретический расчет и выбор посадок с натягом.................................12

4.   Выбор посадок для шлицевого соединение……………………………14

5.   Выбор посадок для подшипника качения…………………………..…15

6.   Выбор комплексов контроля параметров зубчатого колеса…………....17

7.   Расчет размерной цепи…………………………………………………....18

Литература......................................................................
.......................................20

                                   Привод редуктора

От вала установленного в подшипнике качения 18, вращательное движение через полумуфты 6 и 7 передается валу 8. Вал 8 установлен в подшипниках скольжения 9 и 16. С вала 8 движение передается через неподвижное шлицевое соединение блоку зубчатых колес 12 и  13.    

 

1. Расчет и выбор посадок для гладких

цилиндрических соединений

                                

Сопряжение 1-5

Втулка установлено на валу по переходных посадки

.

Схема расположения  полей допусков:

Отверстие

Предельные размеры отверстия:

Вал  

Предельные размеры вала:

Допуски размеров отверстия и вала:

Наибольшие натяг и зазор:

Сопряжение 2-17

Стакан корпуса подшипника установлен в корпусе по переходной посадка

  

.

Схема расположения полей допусков:                                                                                  
                                                                   

Отверстие  

Предельные размеры отверстия:

Вал  

Предельные размеры вала:

Допуски размеров отверстия и вала:

Находим максимальная значения зазора:

Сопряжение 3-17

Крышка подшипника и стакан корпуса подшипника устанавливаются по посадке с зазором

.

Схема расположения  полей допусков:

Отверстие  

Предельные размеры отверстия:

Вал  

Предельные размеры вала:

Допуски размеров отверстия и вала:

Наибольшие зазор и натяг:

Сопряжение 7-8

Полумуфта на вал устанавливается  по переходной  посадки

 

.

     Схема расположения  полей допусков:

                     

Отверстие  

Предельные размеры отверстия:

Вал  

Предельные размеры вала:

Допуски размеров отверстия и вала:

Наибольший и наименьший натяги:

Сопряжение 9-11

Подшипник скольжения устанавливается в корпус по  посадке с натягом.

.

                         Схема расположения  полей допусков

Отверстие  

Предельные размеры отверстия:

Вал  

Предельные размеры вала:

Допуски размеров отверстия и вала:

Наибольший и наименьший зазоры:

2. Расчет и выбор посадок для                                      подшипников скольжения

Наиболее распространенным типом ответственных подвижных соединений являются подшипники скольжения, работающие со смазкой. Для обеспечения их долговечности необходимо, чтобы при установившемся режиме подшипники работали с минимальным износом. Это достигается при жидкостном трении, когда поверхности износа цапфы и вкладыша подшипника полностью разделены слоем смазки и трение между ними заменяют трением в смазочной жидкости.

Определяем минимально допустимую величину (толщину) масленого слоя:

Определяем угловую скорость :

Определяем динамическую  нагрузку:   

μ- динамическая вязкость масла

                

Определяем предельные значения зазоров S_maxи S_minпри которых сохраняется жидкостное трение :

.

            

Выбираем стандартную посадку с зазором , удовлетворяющую двум требованиям :

  

табл.               табл.  

По таблице выбираем посадку

Проверяем правильность выбора посадки:

K_T  ≥1, следовательно посадка выбрана правильно.

K_T = ;                      K_T =

3. Теоретический расчет и выбор

посадок с натягом

Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных соединений деталей, как правило, без дополнительного крепления винтами, штифтами и т. п. Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформации контактных поверхностей. Расчет посадок с натягом выполняется с целью обеспечения прочности соединений, т. е. отсутствия смещений сопрягаемых деталей под действием внешних нагрузок, и прочности сопрягаемых деталей.

Определяем необходимую величину наименьшего расчетного натяга:

,

где  Е – модуль упругости материалов соответственно охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей,

 и - коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:

;

где  и - коэффициенты Пуассона.

Определяем минимальное удельное давление на поверхности контакта вала и втулки, возникающие под действием натяга.

Определяем минимальный допустимый натяг.

 мкм;

Определяем величину наибольшего расчетного натяга:

По таблице выбираем посадку ;            

4.Выбор посадок для шлицевого соединение

Соединения  шлицевые прямобочные 

10 х 36 х 45;  b = 5мм;

Центрирования по  d  применяется в случаях повышенных требований геометрических осей (аналогично с центрированием по D)

Для размера  d

d – 10 x 36 x 45  x 5

5. ВЫБОР ПОСАДКА ДЛЯ подшипникА качения

При  циркуляционном  нагружении  колец  подшипника  выбор  посадки  на валы  и  отверстия  корпуса  производится  по  P_R – интенсивности радиальной  нагрузки  на  посадочной  поверхности

№ 205

D = 52мм;  d = 25мм;  В = 15мм;  r = 1.5мм;

b = B – 2r = 15 - 2·1.5 = 12·10^-3м

Определяем интенсивность нагрузки:

P_R = k_пFF_A = 1,8·1·1 = 375  (k6)

N_max = es – EJ = 0.0065 + (-0.010) = 0.0165 мм

Проверим допустимость посадки из условий прочности внутреннего кольца подшипника на разрыв :

⦋N] =  = = 0.089мм

 

S_max = es – ej = 0.021 + 0.031 =0.052мм;

Посадка отверстие в корпусе подшипника под наружное кольцо подшипника

 

6. Выбор комплексов контроля параметров

зубчатого колеса

Делительный диаметр:

По окружной скорости определяем степень точности зубчатого колеса: т.к. υ=6.6 – назначаю 11-ю степень точности. Определение вида сопряжения:

Расчет гарантированного бокового зазора производим с учетом:

1.     Температурного режима работы сопряжения;

2.     Способа смазывания и окружной скорости зубчатых колес;

3.     Допустимого свободного поворота зубчатых колес.

4.      

где: а – межосевое расстояние; мм;

α_Р1 и α_Р2 – коэффициенты линейного расширения металла;

t₁ и t₂ – предельные

Вид сопряжения С: температуры.

 

Назначаю контролируемые параметры для контроля зубчатых колес по:

1.      Кинематической точности:

- допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за оборот;  = 0,071мм;

- допуск на колебание длины общей нормали. = 0,040 мм;

2. По плавности работы:

Допуск  на колебание измерительного межосевого расстояния  на одной зубе.  f’’=0,028мм

3. По суммарному пятну контакта:

- по высоте не менее 45%;

- по длине не менее 60%.                

7. Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

Составляем геометрическую схему размерной цепи:

                       Схема размерной цепи

                                                               А₅=85                                  А₆=14

                                                  

               А₄ =5        А₃=20                    А₂=50                                          А₁=18        А_Δ=1^+0,4

                                                                                
                 А₇=5

Проверим правильность составления схемы:

 

Схема составлена, верно.

Определяем квалитет для размерной цепи по

где -поле допуска подшипника;

       -значение для интервалов диаметров.

По  назначаем допуски по 9  квалитету.

Определим координату середины поля допуска:

для уменьшающих звеньев

для увеличивающих звеньев

Находим предельные отклонения звеньев:

; .

Рассчитанные значения заносим в таблицу:

	1,08	43	-21,5	0	-43
	1,56	62	-31	0	-62
	1,31	52	-26	0	-52
	0,73	30	-15	0	-30
	2,17	87	43,5	87	0
	1,08	43	21,5	43	0
	0,73	30	-15	0	-30
	-	400	0	+400	0

         Детали соединяются на сборке без подгонки, регулирования и подбора. При любом сочетании размеров деталей ,изготовленных в пределах расчетных допусков, значения замыкающего звена не выходят за установленные пределы. Расчет размерной цепи производится методом максимума-минимума.

Литература

1.     Допуски  и посадки: Справочник в 2-х ч. Ч.1/Под ред. В.Д.Мягкова. – 5-е изд., перераб. и доп – Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1979 – 544с., ил.

2.     Допуски и посадки: Справочник в 2-х ч. Ч.2/ Под ред. В.Д.Мягкова. – 5-е изд., перераб. и доп – Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1979 – с 545-1032., ил.

1-таблица. Размеры  гладких  и  резьбовых  соединений. 

2-таблица. Рабочие  параметры  подшипников  скольжения.

3-таблица. Рабочие  параметры  соединений  с  натягом.

4-таблица. Соединения  шлицевые  и  с  подшипниками  качения. 

5-таблица. Параметры  и  режим  работы  зубчатой  передачи.

6-таблица. Данные  для  расчета  размерной  цепи .