Расчет и выбор посадок гладких цилиндрических соединений

5

АННОТАЦИЯ

курсовой работы по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация» студента машиностроительного факультета Федосеева Д.В.

Пояснительная записка на 26 с., в том числе – 10 ил., 1,5 листа чертежей.

Ульяновский государственный технический университет, 2010г.

В курсовой работе назначены посадки в соединениях: вала с подшипником 70L0/js6; фланцевой крышки с корпусом 155H7/d10; подшипника с корпусом 140Н7/l0. Выполнен рабочий чертеж фланцевой крышки, универсальное средство измерения выбрано для измерения наружного диаметра 155d10 фланцевой крышки.

Рассчитано оптимальное значение натяга и выбрана соответствующая посадка 60H7/s6. Определены посадки по заданному нагружению для внутреннего и наружного кольца подшипника качения №6-7211: для наружного, местно нагруженного кольца - 100Js7/l6; для внутреннего, циркуляционно нагруженного кольца - 55L6/k6. Рассчитан и построен график зависимого позиционного допуска.

Для шпоночного соединения выбраны посадки шпонка и паз на валу – 12N9/h9; шпонка и паз во втулке – 12Js9/h9. Для шлицевого соединения назначено центрирование по внутреннему диаметру                                              d-10x16H7/f7x20H12/a11x2,5D9/h9. Построена схема полей допусков резьбового соединения М40-7H/8h.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение              6

1.              РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ

1.1              Выбор посадок методом аналогии

1.1.1              Соединение вала 6 с подшипником 49

1.1.2              Соединение фланцевой крышки 7 с корпусом 3

1.1.3              Соединение подшипника 51 с корпусом 3

1.2              Расчет и выбор посадки с натягом              11

1.3              Расчет и выбор посадок подшипника качения              16

2.              ВЫБОР СРЕДСТВ ИЗМЕРЕНИЯ И КОНТРОЛЯ              18

3.              Зависимый допуск расположения поверхностей              19

4.              ВЫБОР ДОПУСКОВ И ПОСАДОК СЛОЖНЫХ СОЕДИНЕНИЙ              20

4.1              Выбор посадок для шпоночного соединения              20

4.2              Выбор метода центрирования и посадок для шлицевого соединения              21

4.3              Построение схемы полей допусков резьбы              24

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ              26

ВВЕДЕНИЕ

В связи со стремительным развитием машиностроения к качеству изделий предъявляются все более высокие требования. Важнейшим условием обеспечения и повышения эффективности машиностроения является взаимозаменяемость изделий. При этом принципам взаимозаменяемости подчиняется не только производство (проектирование и изготовление), но и эксплуатация и ремонт.

Взаимозаменяемость обеспечивается комплексом мероприятий, главные из которых основаны на стандартизации. Главной задачей стандартизации является создание системы нормативно-технической документации, устанавливающей требования к качеству изделий, и обязательной к исполнению в соответствии со стандартом уровне.

Допуски и посадки нормированы государственными стандартами, входящими в две системы: ЕСДП и ОНВ. ЕСДП распространяются на допуски размеров гладких элементов деталей и на посадки, образующиеся при соединении этих деталей. ОНВ регламентируют допуски и посадки шпоночных, шлицевых, резьбовых и конических соединений, а также зубчатых передач и колес.

Допуски и посадки указывают на чертежах, эскизах, технических картах. На основе допусков и посадок разрабатываются технические процессы изготовления деталей и определяются средства измерения и контроля их размеров, а также последовательность и способ сборки изделий.

В связи с вышеизложенным курсовая работа посвящается выбору допусков и посадок для гладких цилиндрических соединений, для соединения подшипника качения с валом и корпусом, а также сложных соединений, таких как шпоночное и шлицевое соединения.

1.                  РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ

1.1         Выбор посадок методом аналогии

1.1.1       Соединение вала 6 с подшипником 49

Посадку для подшипника качения выбираем из рекомендуемого списка по примерным условиям работы. Для внутреннего кольца подшипника нулевого класса точности, циркуляционно нагруженного, нормального режима работы это переходная посадка с преимущественным натягом 70L0/js6 (рис. 1).

Предельные размеры отверстия:

Dmax=70-0=70мм;

Dmin=70-0,015=69,985мм.

Допуск отверстия

TD = Dmax – Dmin =70-74,985=0,015мм.

Предельные размеры вала:

dmax =70+0,0095=70,0095мм;

dmin =70-0,0095=69,9905мм.

Допуск вала:

Td = dmax – dmin = 70,0095-69,9905= 0,019мм.

Максимальный зазор:

Smax = Dmax – dmin = 70-69,9905= 0,0095мм.

Максимальный натяг:

Nmax = dmax – Dmin =70,0095-69,985=0,0245мм.

Допуск посадки:

T(S,N) = Smax+ Nmax = TD+ Td =0,0095+0,0245=0,015+= 0,019=0,034мм.

Наиболее вероятный размер отверстия при нормальном законе распределения размеров отверстий равен среднему Dm:

Dвер.= Dm = (Dmax+ Dmin)/2=(70+69,985)/2=69,9925.

Наиболее вероятный размер вала при нормальном законе распределения размеров равен среднему размеру dm:

dвер.= dm = (dmax+ dmin)/2=(70,0095+69,9905)/2=70,00225мм.

Так как Dвер < dвер, посадка 70L0/js6 является посадкой с преимущественным (вероятным) натягом Nвер:

Nвер = dвер - Dвер = 70,00225-69,9925=0,00975мм.

Рис. 1. Схема полей допусков соединения 70L0/js6

1.1.2       Соединение фланцевой крышки 7 с корпусом 3

В неподвижном соединении фланцевой крышки 7 с корпусом 3 и невысокой точностью центрирования, соблюдая простоту сборки-разборки применяем посадку с зазором 155H7/d10 (рис 2).

Предельные размеры отверстия:

Dmax=155+0,040=155,040мм;

Dmin=155+0=155мм.

Допуск отверстия

TD = Dmax – Dmin =155,040-155=0,040мм.

Предельные размеры вала:

dmax =155-0,145=154,855мм;

dmin =155-0,305=154,695мм.

Допуск вала:

Td = dmax – dmin = 154,855-154,695=0,160мм.

Максимальный зазор:

Smax = Dmax – dmin = 155,040-154,695=0,345мм.

Минимальный зазор:

Smin = Dmin – dmax  = 155-154,855=0,145мм.

Вероятный зазор:

Sср.=( Smax+ Smin)/2=(0,345+0,145)/2=0,245мм.

Допуск посадки:

TS= Smax- Smin= TD+ Td=0,345-0,145=0,040+0,160=0,200мм

Рис. 3. Схема полей допусков соединения 120H7/d10

1.1.3       Соединение подшипника 51 с корпусом 3

Роликовый радиально-упорный подшипник установлен в неподвижном корпусе редуктора и испытывает местное нагружение при нормальном режиме работы. Для обеспечения равномерного износа дорожки кольца подшипника и устранения заклинивания роликов, назначаем посадку с зазором 140Н7/l0 (рис. 3).

Dmax=140+0,040=140,040мм;

Dmin=140-0=140мм.

Допуск отверстия

TD = Dmax – Dmin =140,040-140=0,040мм.

Предельные размеры вала:

dmax =140+0=140мм;

dmin =140-0,018=139,982мм.

Допуск вала:

Td = dmax – dmin = 140-139,982= 0,018мм.

Максимальный зазор:

Smax = Dmax – dmin = 140,040-139,982= 0,058мм.

Минимальный зазор:

Smin = dmax – Dmin =140-140=0мм.

Вероятный зазор:

Sm.=(Smax+ Smin)/2=(0,058+0)/2=0,029мм.

Допуск посадки:

T(S,N) = Smax+ Nmax = TD+ Td =0,058+0=0,040+0,018=0,058мм.

Рис.3. Схема полей допусков соединения 155H7/l0

1.2         Расчет и выбор посадки с натягом

В заданном варианте задания необходимо рассчитать величину наибольшего и наименьшего функциональных натягов и по ним выбрать наибольший и наименьшие табличные натяги стандартной или комбинированной посадки, обеспечив при этом надежность соединения. Исходные данные приведены в табл. 1.

Рис. 4. Эскиз соединения

1. Исходные значения

1. Расчет минимального расчетного натяга:

где Мк – крутящий момент в Нм;

D –номинальный диаметр сопрягаемых поверхностей в мм;

Ed и ED – модули упругости материалов вала и втулки;

сd и сD – коэффициенты жесткости;

Ed=1,1·105 МПа;

ED=2,1·105 МПа.

f – коэффициент трения при распрессовке;

f=0,17.

Коэффициенты с1 и с2 подсчитывают по формуле:

где μd и μD – коэффициенты Пуассона для сопрягаемых деталей (μd=0,25, μD=0,36);

d1 и d2 – соответственно внутренний диаметр вала и наружный диаметр втулки.

Тогда:

Допускаемое давление (МПа) на контактной поверхности вала:

.

Допускаемое давление (МПа) на контактной поверхности втулки:

,

где Td и TD – предел текучести материала соответственно вала и втулки, МПа.

Тогда:

Так как допускаемое давление на контактной поверхности втулки pD меньше допускаемого давления на контактной поверхности вала pd, принимаем

МПа.

Определим значение максимального расчетного натяга NPmax.

- Определяем функциональные натяги:

;

,

где U1 – поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения:

U1 = 1,2(Rzd + RzD )10–3  4,8(Rad + RaD)10–3,

где Rzd (Rad), RzD (RaD) – параметры шероховатости: с индексом d – вала, с индексом D – втулки, мкм;

U2 – поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей td и tD и температуры помещения при сборке tсб, различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей:

U2 = d(DtD – d td),

где d и D – коэффициенты линейного расширения материалов соответственно вала и втулки, °C-1, принимаем их равными d =°C-1 и D=°C-1;

td и tD – разность между рабочей температурой соответственно вала td и втулки tD и температурой рабочего пространства при сборке tсб, °C:

td = td – tсб ;  tD = tD – tсб;

U3 – коэффициент увеличения давления у торцов втулки; (при /d  1,1 значение коэффициента U3 принимают равным значению, соответствующему /d = 1,1).