Основні види посадок і область їх використання

Курсова робота

Основні види посадок і область їх використання

Зміст

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

Вступ

Завдання 1: Вибір посадки з натягом

Завдання 2: Розрахунок перехідної посадки на ймовірність одержання натягів і зазорів

Завдання 3: Контроль розмірів (розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібров)

Завдання 4: Вибір посадки кілець підшипника

Завдання 5: Метод центрування й вибір посадки шліцевого з'єднання

Завдання 6: Ступінь точності й контрольованих параметрів циліндричної зубчастої передачі

Завдання 7: Розрахунок розмірного ланцюга для забезпечення заданого замикаючої ланки

Завдання 8: Основні розміри й граничні відхилення нарізних сполучень

Завдання 9: Визначення виду шпонкового з'єднання

Висновок

Список використовуваної літератури

Введення

Курсовий проект містить у собі рішення завдань по темах:

Посадки;

Шлицеві з'єднання;

Зубчаста передача;

Нарізні сполучення;

Шпонкові з'єднання;

Розмірні ланцюги.

Метою рішення завдань є більше глибоке засвоєння основних теоретичних положень і придбання навичок на вибір посадок для різного з'єднання деталей залежно від їхнього технічного призначення (різьбові, шпонкові й інші з'єднання), по складанню й рішенню розмірних ланцюгів, а також удосконалювання навичок пошуку й використання нормативних документів (ДЕРЖСТАНДАРТ, СТ СЕВ і т.д.) і табличних даних.

1. Розрахувати й вибрати посадку для з'єднання 2-3 при наступних вихідних даних

натяг посадка центрування граничне відхилення

Крутний момент M_кр = 0

Осьова сила P_ос = 5300 Н

Номінальний діаметр d = 56 мм

Довжина контакту l = 40 мм

Коефіцієнт тертя-зчеплення f = 0,13

Діаметр внутрішнього отвору d₁ = 50 мм

Діаметр втулки d₂ = 78 мм

Матеріал вала Сталь 45

Матеріал втулки БрО4Ц4С17

Вид запресовування Механічна

Висота мікронерівностей вала R_zd = 5 мкм

Висота мікронерівностей втулки R_zD = 10 мкм

Робоча температура з'єднання t = 60ْ З

Умови працездатності:

1. Відсутність проковзування;

2. Відсутність пластичних деформацій у з'єднанні.

При розрахунках використовуються виводи завдання Ляме (визначення напруг і переміщень у товстостінних порожніх циліндрах).

За відомим значенням зовнішніх навантажень (M_кр; P_ос) і розмірам з'єднання (d; l) визначається необхідний мінімальний питомий тиск на контактних поверхнях з'єднання по формулі [1.1]:

 , [1.1]

де P_ос – поздовжня осьова сила, що прагне зрушити одну деталь щодо іншої; M_кр – крутний момент, що прагне повернути одну деталь щодо іншої; l – довжина контакту поверхонь, що сполучаються; f - коефіцієнт тертя-зчеплення.

За отриманим значенням p визначається необхідна величина найменшого розрахункового натягу N’_min [1.2]

, [1.2]

де E₁ іE₂ – модулі пружності матеріалів деталей; c₁ і c₂ – коефіцієнти Ляме, обумовлені по формулах [1.3] і [1.4]

, [1.3]

, [1.4]

де d₁ – діаметр внутрішнього отвору; d₂ – діаметр втулки; μ₁ і μ₂ – коефіцієнти Пуассона.

Приймаються значення 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).

Визначаються з урахуванням виправлень до N’_min величина мінімального припустимого натягу [1.5]

, [1.5]

де γ_ш – виправлення, що враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з'єднання [1.6]

[1.6]

γ_t – виправлення, що враховує розходження коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей [1.7]

, [1.7]

де α_D і α_d – коефіцієнти лінійного розширення матеріалів; – різниця між робочою й нормальною температурою

Приймаються значення 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 основі теорії найбільших дотичних напружень визначається максимальний припустимий питомий тиск [p_max], при якому відсутня пластична деформація на контактних поверхнях деталей. У якості [p_max] береться найменше із двох значень, певних по формулах [1.8] і [1.9]

, [1.8]

, [1.9]

де σ_Т1 і σ_Т2 – границя текучості матеріалів деталей.

Приймаються значення σ_Т1 =355 МПа (табл. 3, стор. 97, Анурьєв тім 1), σ_Т2 = 147 МПа (табл. 68, стор. 198, Анурьєв тім 1).

Визначається величина найбільшого розрахункового натягу N’_max [1.10]

[1.10]

Визначається з урахуванням виправлень до N’_min величина максимального припустимого натягу [1.11]

, [1.11]

де γ_уд – коефіцієнт питомого тиску в торців деталі, що охоплює.

Приймається значення γ_уд = 0,93 (за графіком мал. 1.68, стор. 336, Мягков тім 1).

Вибирається посадка з таблиць системи допусків і посадок (табл.1.49, стор. 156, Мягков тім 1)

,

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

мал.1.1

мал.1.2

мал.1.3

2. Для з'єднання 16-17 визначити імовірнісні характеристики заданої перехідної посадки:

мал.2.1

мал.2.2

Розраховується посадка, і визначаються мінімальний і максимальний натяг [2.1], [2.2], [2.3]

, [2.1]

, [2.2]

, [2.3]

поля допусків [2.4], [2.5]

, [2.4]

, [2.5]

де В - верхнє відхилення отвору; в - верхнє відхилення вала; НВ - нижнє відхилення отвору; нв - нижнє відхилення вала. (В=30 мкм , НВ =-10 мкм , в=25 мкм , нв = 0 мкм)

Визначається середнє квадратичне відхилення натягу (зазору) по формулі [2.6]

[2.6]

Визначається межа інтегрування [2.7]

[2.7]

Приймається значення функції Ф(1.65) = 0.4505 (табл. 1.1, стор. 12, Мягков тім 1).

Розраховується ймовірність натягів [2.8] (або відсоток натягів [2.9]) і ймовірність зазору [2.10] (або відсоток зазорів [2.11]):

[2.8]

[2.9]

[2.10]

[2.11]

імовірність натягу

відсоток натягу

імовірність зазору

відсоток зазору

мал.2.3