Расчет и выбор посадки с натягом зубчатого колеса на вал

Содержание 

Реферат…………………………………………………………………………………………..3 
      1 Расчет и выбор посадки с натягом зубчатого колеса на вал……….………….……….4 
      1.1 Расчет функциональных натягов………………………………………………………5 
      1.2 Выбор стандартной посадки по наибольшему натягу………………………………..8 
      1.3 Анализ выбранной посадки с натягом………………………………………………...10 
2 Расчет и выбор помадок подшипников качения………......……....………………………..11 
3 Выбор размеров и поcадок шпоночного соединения...……………………………………16 
4 Назначение размеров вала…………………………………………………………………...19 
5 Размерные цепи………………………………………………………………………………21 
      5.1 Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости……………………..22 
      5.2 Расчет размерной цепи вероятностным методом…………………………………….25 
6 Назначение размеров вала…………………………………………………………………...28 
7 Выбор измерительных средств для контроля сопрягаемых размеров …..…………………. 
под посадку с натягом………………………………………………………………………….30 
8 Назначение допусков формы и расположение поверхностей вала………………………..33 
9 Назначение параметров шероховатости поверхностей вала………………………………35 
10 Анализ точности резьбового соединения………………………………………………….37 
11 Анализ точности зубчатого колеса…………………………………………………….......41 
12 Характеристика схемы сертификации и документа о подтверждении 
соответствия…………………………………………………………………………………….44 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 
 
 
 

 

РЕФЕРАТ 

       Курсовая работа содержит 45 станицу текста, 17 рисунков, 21 таблицу,         и 2 чертежа формата А4.                                                  .                                                                                                                 
      В курсовой работе приведена оценка технического уровня типовых соединений деталей транспортных машин: гладкие, резьбовые, шпоночные   и зубчатые соединения. Установлены требования к отклонениям формы, расположения и шероховатости поверхностей. Назначены отклонения линейных размеров с использованием, в том числе, размерных цепей. Выбра- ны измерительные средства. Рассмотрена предложенная в варианте задания схема сертификации вала и охарактеризован документ, используемый для подтверждения соответствия.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 
 

 

 

1 Расчет и выбор  посадки с натягом 
зубчатого колеса на вал

          1. Разобраться в конструкции узла. При воздействии заданного кру-тящего момента рассчитать максимальный и минимальный натяги, исходя из варианта задания, а затем выбрать стандартную посадку  с натягом по ГОСТ 25347-82 для соединения зубчатого колеса с валом (рисунок 1.1). Опре-делить числовые значения отклонений полей допусков размеров отверстия и вала. 
          2. Обозначить  посадку соединения  и поля  допусков  сопрягаемых де-талей на эскизах. Пояснить содержание условных обозначений. 
          3. Выполнить анализ полученной посадки и построить схему распо-ложения полей допусков, указав на ней предельные размеры сопрягаемых деталей и наибольший и наименьший натяг.

 

 

Рисунок 1.1– Общий вид  вала в сборке (вид сверху): 
1– зубчатое колесо; 2 – вал; 3 – подшипник; 4 – крышка; 5 – сальник; 6 – шпонка; 
7 –болт; 8 – шайба; 9 – шкив; 10 – корпус

       Исходные данные для расчета приведены в таблице 1.1 
 
      Таблица 1.1 – Исходные данные

Параметры вала и колеса,   единицы измерения	Вал	Зубчатое колесо
Длина соединения, мм	L = 90
Диаметр соединения  (вала d и отверстия ступицы колеса D), мм	d = D = 110
Диаметр впадин зубчатого  колеса, мм		d2 = 195
Модуль упругости, Па (Н/м2)	Ed = ED = 2,06·1011
Предел текучести, Па (Н/м2)	σТ = 34·107
Коэффициент Пуассона	μd = μD = 0,3
Шероховатость поверхности, мкм	Rzd = 8	RzD = 10
Частота вращения, об/мин	n = 1000
Крутящий момент, Нм	Мкр = 3400

 

      1.1 Расчет функциональных натягов

          Используя один из методов расчета посадок с натягом [1, 2] и др., вы- числяем значения наименьшего N_{min расч} расчетного натяга, обеспечиваю-щего взаимную неподвижность соединяемых деталей, и наибольшего  
N_{max расч} расчетного натяга, определяющего прочность соединяемых деталей. 
          Натяги N_min и  N_max , обеспечиваемые выбранной по результатам 
расчета стандартной посадкой, должны удовлетворять условиям:        . 

                                          N_{min ф} < N_min , N_{max ф} > N_max ,                                       (1.1)

 

где N_{min ф}, N_{max ф} - наименьший и наибольший функциональные натяги, 
      определяемые на основе расчетных с учетом поправки на смятие 
       неровностей сопрягаемых поверхностей,                           . 
       Значение наименьшего расчетного натяга определяется по формуле, мкм, 

                                         N_{min расч} = P_э·d··10⁶ ,                         (1.2)

где P_э – удельное контактное эксплуатационное давление при действии 
       крутящего момента, Па:

                                            P_э =   ,                                                        (1.3)

 

где    ʄ – коэффициент трения, ʄ = 0,15; 
        n – коэффициент запаса прочности соединения, n = 1,5 – 2; 
        D = d – номинальный диаметр соединения, м; 
        L – длина соединения, м;

 

        P_э = = = 1988698 Па; 

C_d = C_D – коэффициенты Ламэ:

 

         C_d = μ_d = 0,3 = 0,7;       (1.4)

         C_d = μ_d = 0,3 = 2,233;     (1.5)

 

где    d₁ – внутренний диаметр вала (если вал полый), м. В нашем случае  
         d₁ = 0 (вал сплошной); 
        d₂ – наружный диаметр втулки или впадин зубчатого колеса, м. 
        Подставляя полученные по формулам (1.3-1.5) значения величин в       (1.2), получим:

 N_{min расч} = 1988698·0,11··10⁶  ≈ 31 мкм.

       Наибольший расчетный натяг определяется по формуле, мкм,

 

N_{max расч} = P_доп·d··10⁶ ,

где    P_доп  – наибольшее допускаемое давление на поверхности вала или 
          втулки, Па. 
         На поверхности втулки отсутствуют пластические деформации при

 

 ≤ 0,58σ_Т = 0,58·34·10⁷ =

                                              = 13448653 Па. 

          На поверхности вала отсутствуют  пластические деформации при

 

 ≤ 0,58σ_Т = 0,58·34·10⁷ =

                                              = 197200000 Па.

 

          Исходя из того, что на  поверхности  втулки  могут  возникнуть  пла-стические деформации при давлениях, меньших, чем на валу, определяем 
N_{max расч} с учетом наименьшего допускаемого давления. 
          Максимальный расчетный натяг

  N_{max расч} = 13448653··10⁶ ≈ 211 мкм. 
 
          Находим поправку к расчетному натягу на смятие неровностей по-верхности детали U_Rz, остальные поправки можно принять равными нулю [1,2,3]: 
 
               U_Rz = 2k·(Rz_D + Rz_d) = 2·0.5·(10 + 8) = 18 мкм, 
 
 
где    k – коэффициент, учитывающий высоту смятия неровностей отвер- 
стия втулки и вала (таблица 1.2). Для принятого метода сборки (с нагревом зубчатого колеса) принимаем k = 0,5; 
         Rz_d – шероховатость поверхности отверстия вала, мкм; 
         Rz_D – шероховатость поверхности втулки, мкм;

          Таблица 1.2 – Коэффициент учета смятия неровностей

Метод сборки соединения		k
Механическая запрессовка  при нормальной температуре	без смазочного материала	0,25–0,5
	со смазочным материалом	0,25–0,35
С нагревом охватывающей детали		0,4–0,5
С охлаждением вала		0,6–0,7

 

          С учетом поправки граничные  допустимые значения функциональных  натягов для выбора посадки  будут равны:

               N_{min ф} = N_{min расч} + U_Rz = 31 + 18 = 49 мкм,

               N_{max ф} = N_{max расч} + U_Rz = 211 + 18 = 229 мкм.

          Схема расположения полей допусков  посадки с натягом в системе  
отверстия, используемая для выбора стандартной посадки, представлена на 
рисунке 1.3. Нижнее отклонение основного отверстия EI = 0.

N_max = es – EI;   N_min = ei – ES.

          При этом должны выполняться условия (1.1):

N_{min ф} < N_min , N_{max ф} > N_max . 

1.2 Выбор стандартной  посадки по наибольшему натягу

          Исходя из условия, что наибольший  натяг, обеспечиваемый стандарт-ной посадкой (ГОСТ 25347–82), должен быть меньше функционального:

( N_max = es – EI ) < N_{max ф} ,

Определяем по рисунку  1.3 наибольшее допустимое значение верхнего от-клонения вала:

es < N_{max ф} – EI = 211 – 0 = 211 мкм.       (1.6)

          В ГОСТ 25347–82 приведены рекомендуемые  посадки в системе от-верстия. При изготовлении отверстия по седьмому (H7) или по восьмому (H8) квалитету для получения натяга используются следующие поля до-пусков валов:

          для H7 – p6, r6, s6, s7, t6, u7 (посадки H7/p6, H7/r6, H7/s6, H7/s7, H7/t6, H7/u7);

          для H8 – s7, u8, x8, z8 (посадки H8/s7, H8/u8, H8/x8, H8/z8). 
          Выбрав  отклонения,   соответствующие   этим   полям   допусков   по ГОСТ 25347–82,  проверяем выполнение неравенства  (1.6)  по верхнему от-клонению вала для рассматриваемых полей допусков валов. Например:

                                110z8: es = + 354 мкм > (229 мкм = N_{max ф}); 
                                110x8: es = + 264 мкм > (229 мкм = N_{max ф}); 
                                110u8: es = + 198 мкм < (229 мкм = N_{max ф}).

         Неравенство  (1.6)  выполняется   для  поля  допуска  110u8  с верхним отклонением es = + 198 мкм. 
          Принимаем поле допуска 110u8. Отклонения по ГОСТ 25347–82 : es = + 198 мкм, ei = + 144 мкм. На рисунке 1.3 показана схема расположения по-лей допусков посадки с натягом в системе отверстия для вала 110u8. 
          Исходя из выбранного  поля  допуска  вала u8, осуществляем  предва-рительный выбор посадок с натягом в системе отверстия (ГОСТ 25347–82 ): 
110H8/u8, 110H7/u8. 
          Из  предварительно  выбранных  посадок выписываем отклонения от-верстия с большим квалитетом

110H8: ES =  + 54, EI = 0.

и проверяем эту посадку по наименьшему натягу N_min = ei – ES  =  144-54 = 90 мкм > (N_{min ф} = 49 мкм). 
          Условие выполняется,  следовательно,  принятая  посадка 110H8/u8 
отвечает предъявляемым требованиям. 
          Если условие N_min  > N_{min ф}  не выполняется, то выписывают отклонения следующего отверстия и проверяют посадку 110H7/u8. 
          При необходимости можно использовать внесистемные посадки, когда ни одна из деталей не является ни основным отверстием, ни основным валом. 
          На  рисунке 1.2  приведены эскизы соединения на посадке 110H8/u8 и деталей соединения с обозначением полей допусков и отклонений. 
 

Рисунок 1.2 – Эскизы соединения и сопрягаемых деталей  
с обозначением посадки и полей допусков

1.3 Анализ выбранной  посадки с натягом

          Выполним анализ выбранной посадки 110H8/u8 (таблица 1.3)  и по-строим  схему расположения   полей   допусков  (рисунок 1.5)  сопрягаемых деталей.

          Таблица 1.3 – Анализ посадки 110H8/u8

Наименование	Отверстие	Вал
Обозначение поля допуска	110H8	110u8
Верхнее отклонение, мкм Нижнее отклонение, мкм	ES =  + 54  EI = 0	es = + 198  ei = + 144
Наибольший предельный размер, мм	Dmax = 110,054 Dmin = 110,000	dmax = 110,198 dmin = 110,144
Допуск размера, мм	TD = Dmax – Dmin = 0,054	Td = dmax – dmin = 0,054
Наибольший натяг, мм Наименьший натяг, мм	Nmax =  dmax – Dmin = 0,198 Nmin =  dmin – Dmax = 0,090
Допуск посадки, мм	TN = TD + Td = Nmax – Nmin = 0,108