Посадки и допуски

Содержание

	3 4 5 6   11   14 17   19   22   25   29 32 35 36

Вступление

Задача 1: Выбор посадки с натягом

Задача 2: Расчет переходной посадки на вероятность получения натягов и зазоров

Задача 3: Контроль размеров (расчет исполнительных размеров калибров и контркалибров)

Задача 4: Выбор посадки колец подшипника

Задача 5: Метод центрирования и выбор посадки шлицевого соединения

Задача 6: Степень точности и контролируемые параметры цилиндрической зубчатой передачи

Задача 7: Расчет размерной цепи для обеспечения заданного замыкающего звена

Задача 8: Основные размеры и предельные отклонения резьбовых соединений

Задача 9: Определение вида шпоночного соединения

Заключение

Список используемой литературы

Введение

Курсовой проект включает в себя решение задач по темам:

1.    Посадки;

2.    Шлицевые соединения;

3.    Зубчатая передача;

4.    Резьбовые соединения;

5.    Шпоночные соединения;

6.    Размерные цепи.

Целью решения задач является более глубокое усвоение основных теоретических положений и приобретение навыков по выбору посадок для различного соединения деталей в зависимости от их технического назначения (резьбовые, шпоночные и другие соединения), по составлению и решению размерных цепей, а также совершенствование навыков поиска и использования нормативных документов (ГОСТ, СТ СЭВ и т.д.) и табличных данных.

1. Рассчитать и выбрать посадку для соединения 2-3 при следующих исходных данных:

Крутящий момент M_кр = 0

Осевая сила P_ос = 5300 Н

Номинальный диаметр d = 56 мм

Длина контакта l = 40 мм

Коэффициент трения-сцепления f = 0,13

Диаметр внутреннего отверстия d₁ = 50 мм

Диаметр втулки d₂ = 78 мм

Материал вала Сталь 45

Материал втулки БрО4Ц4С17

Вид запрессовки Механическая

Высота микронеровностей вала R_zd = 5 мкм

Высота микронеровностей втулки R_zD = 10 мкм

Рабочая температура соединения t = 60ْ С

Условия работоспособности:

1. Отсутствие проскальзывания;

2. Отсутствие пластических деформаций в соединении.

При расчетах используются выводы задачи Ляме (определение напряжений и перемещений в толстостенных полых цилиндрах).

По известным значениям внешних нагрузок (M_кр; P_ос) и размерам соединения (d; l) определяется требуемое минимальное удельное давление на контактных поверхностях соединения по формуле [1.1]:

 , [1.1]

где P_ос – продольная осевая сила, стремящаяся сдвинуть одну деталь относительно другой; M_кр – крутящий момент, стремящийся повернуть одну деталь относительно другой; l – длина контакта сопрягаемых поверхностей; f – коэффициент трения-сцепления.

По полученному значению p определяется необходимая величина наименьшего расчетного натяга N’_min[1.2]

, [1.2]

где E₁ иE₂ – модули упругости материалов деталей; c₁ и c₂ – коэффициенты Ляме, определяемые по формулам [1.3] и [1.4]

, [1.3]

, [1.4]

где d₁ – диаметр внутреннего отверстия; d₂ – диаметр втулки; μ₁ и μ₂ – коэффициенты Пуассона.

Принимаются значения E₁ = 1,96·10⁵ Н/мм², E₂ = 0,84·10⁵ Н/мм², μ₁ = 0,3, μ₂ = 0,35 (табл. 1.106, стр. 335. Мягков том 1).

 

Определяются с учетом поправок к N’_minвеличина минимального допустимого натяга [1.5]

, [1.5]

где γ_ш – поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения [1.6]

[1.6]

γ_t – поправка, учитывающая различие коэффициентов линейного расширения материалов деталей [1.7]

, [1.7]

где α_D и α_d– коэффициенты линейного расширения материалов;  – разность между рабочей и нормальной температурой

Принимаются значения α_D = 17,6·10^-6 град^-1, α_d = 11,5·10^-6 град^-1 (табл. 1.62, стр. 187-188, Мягков том 1).

На основе теории наибольших касательных напряжений определяется максимальное допустимое удельное давление [p_max], при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей. В качестве [p_max] берется наименьшее из двух значений, определенных по формулам [1.8] и [1.9]

, [1.8]

, [1.9]

где σ_Т1 и σ_Т2  – предел текучести материалов деталей.

Принимаются значения σ_Т1 =355 МПа (табл. 3, стр. 97, Анурьев том 1), σ_Т2  = 147 МПа (табл. 68, стр. 198, Анурьев том 1).

Определяется величина наибольшего расчетного натяга N’_max[1.10]

[1.10]

Определяется с учетом поправок к N’_minвеличина максимального допустимого натяга [1.11]

, [1.11]

где γ_уд – коэффициент удельного давления у торцов охватывающей детали.

Принимается значение γ_уд = 0,93 (по графику рис. 1.68, стр. 336, Мягков том 1).

Выбирается посадка из таблиц системы допусков и посадок (табл.1.49, стр. 156, Мягков том 1)

,

для которого N_max = 106 мкм < [N_max], N_min = 57 мкм > [N_min].

рис.1.1

рис.1.2

рис.1.3

2. Для соединения 16-17 определить вероятностные характеристики заданной переходной посадки: .

рис.2.1

рис.2.2

Рассчитывается посадка, и определяются минимальный и максимальный натяг [2.1], [2.2], [2.3]

, [2.1]

, [2.2]

, [2.3]

поля допусков [2.4], [2.5]

, [2.4]

, [2.5]

где ВО – верхнее отклонение отверстия; во – верхнее отклонение вала; НО – нижнее отклонение отверстия; но – нижнее отклонение вала. (ВО=30 мкм , НО=-10 мкм , во=25 мкм , но=0 мкм)

Определяется среднее квадратичное отклонение натяга (зазора) по формуле [2.6]

[2.6]

Определяется предел интегрирования [2.7]

[2.7]

Принимается значение функции Ф(1.65) = 0.4505 (табл. 1.1, стр. 12, Мягков том 1).

Рассчитывается вероятность натягов [2.8] (или процент натягов [2.9]) и вероятность зазора [2.10] (или процент зазоров [2.11]):

[2.8]

[2.9]

[2.10]

[2.11]

вероятность натяга

процент натяга

вероятность зазора

процент зазора

рис.2.3