Расчет и выбор посадок для стандартных соединений - Курсовая работа

Определяем значение наименьшего расчетного натяга, предварительно определив коэффициенты Ляме с1 и с2: где с1 и с2 - коэффициенты Ляме; Определяем наибольший расчетный натяг: Определяем максимальный допустимый натяг с учетом поправок: где ?уд - коэффициент увеличения удельного давления у торцов охватывающей детали Выбираем стандартную посадку, соблюдая условия: Определяем необходимое максимальное усилие запрессовки, предварительно определив удельное давление при максимальном натяге и коэффициент трения при запрессовке fп: 1.2 Определяем допуски для отверстия и для вала: TD=Dmax - Dmin = 50,142 - 50,080 =0,062 (мм) Определяем средний зазор: Определяем допуск посадки: TS=Smax - Smin=0,133 - 0,055 =0,078 (мм).В ходе выполнения данной курсовой работы приобретены навыки в выборе и расчете посадок для стандартных соединений в зависимости от их назначения и оказываемых на них нагрузок.

подшипник качение посадка соединение

Взаимозаменяемость оказывает огромное влияние на экономику страны. Она является одной из важнейших предпосылок организации серийного и массового производства, способствует повышению эффективности труда и качества выпускаемой продукции. Достижение желаемого результата связано с выбором необходимой точности изготовления изделий, расчетом размерных цепей, выбором шероховатости поверхностей, а также выбором отклонения от геометрической формы и расположения поверхностей. Взаимозаменяемость позволяет не только улучшить качество изделий, но и сократить сроки их ремонта в процессе эксплуатации, не осуществляя дополнительных измерений.

Взаимозаменяемость обеспечивает высокое качество изделий и снижает их стоимость, способствуя при этом развитию прогрессивной технологии и измерительной техники. Без взаимозаменяемости невозможно современное производство. Взаимозаменяемость базируется на стандартизации - нахождении решений для повторяющихся задач в сфере науки, техники и экономики, направленной на достижение оптимальной степени упорядочения в определенной области.

1. Расчет посадок гладких цилиндрических соединений

1.1 Аналитический расчет и выбор посадки с натягом

Исходные данные: l=50 мм

Мкр=50 Н•м d=70 мм d1=55

Материал деталей: f=0,15 d2=140 мм

E1=E2=2·1011 Н/м2 ?1 = ?2 = 0,3

- для вала используется сталь 45: =36·107H/м2; - для зубчатого колеса используется сталь 45: =36·107 H/м2.

Высота неровности поверхности: - вала =1,25 мкм

- отверстия =2,5 мкм

Определяем минимальное удельное давление на контактных поверхностях соединения:

где - минимальное удельное давление поверхности, Н/м2;

Мкр - крутящий момент, Н·м;

d - номинальный диаметр соединения, м;

- длина контакта сопрягаемых поверхностей, м;

f - коэффициент трения

Определяем значение наименьшего расчетного натяга, предварительно определив коэффициенты Ляме с1 и с2:

где с1 и с2 - коэффициенты Ляме;

d1 - диаметр отверстия в вале (охватываемой детали);

d2 - наружный диаметр втулки (охватывающей детали);

?1 и ?2 - коэффициенты Пуассона

где Е1 и Е2 - модули упругости, Н/м2;

с1 и с2 - коэффициенты Ляме

Определяем минимальный допустимый натяг с учетом поправок:

где - минимальный допустимый натяг, мкм;

?ш - поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения ?t - поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей и температуры сборки, различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей;

?ц - поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил;

?п - добавка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках.

;

Определяем наибольшее допустимое удельное давление на поверхности вала и втулки, соответствующие отсутствию пластической деформации на контактных поверхностях: - для вала

- для втулки

В качестве [ берется наименьшее из двух значений.

Определяем наибольший расчетный натяг:

Определяем максимальный допустимый натяг с учетом поправок:

где ?уд - коэффициент увеличения удельного давления у торцов охватывающей детали

Выбираем стандартную посадку, соблюдая условия:

Определяем необходимое максимальное усилие запрессовки, предварительно определив удельное давление при максимальном натяге и коэффициент трения при запрессовке fп:

1.2

Выбор и расчет посадки с зазором

Исходные данные: Данная посадка имеет номинальный размер 50 мм, поле допуска отверстия D9 и поле допуска вала m6.

Определяем предельные отклонения по таблице 1.29, стр. 79 [1]: ES= 0,142 мм

EI= 0,080 мм es= 0,025 мм ei = 0,009 мм

Определяем предельные размеры: Dmax=D ES= 50 0,142=50,142 (мм)

Dmin=D EI= 50 0,080=50,080 (мм) dmax=d es=50 0,025=50,025 (мм) dmin=d ei=50 0,009=50,009 (мм)

Определяем допуски для отверстия и для вала: TD=Dmax - Dmin = 50,142 - 50,080 =0,062 (мм)

Td=dmax - dmin = 50,025 - 50,009 =0,016 (мм)

Определяем предельные зазоры: Smax=Dmax - dmin =50,142 - 50,009 =0,133 (мм)

Smin=Dmin - dmax =50,080 -50,025 =0,055 (мм)

Определяем средний зазор:

Определяем допуск посадки: TS=Smax - Smin=0,133 - 0,055 =0,078 (мм).

1.3 Выбор и расчет переходной посадки

Исходные данные: Посадка 55H7/m6 имеет номинальный размер 55 мм, поле допуска отверстия H7 и поле допуска вала m6. Данная посадка представлена в системе отверстия.

Определяем предельные отклонения по таблице 1.29, стр. 79 [1]: ES= 0,030 мм

EI= 0 мм es =0,030 мм ei= 0,011 мм

Определяем предельные размеры: Dmax=D ES= 55 0,030 =55,030 (мм)

Dmin=D EI= 55 0=55 (мм) dmax=d es=55 0,030=55,030 (мм) dmin=d ei=55 0,011=55,011 (мм)

Определяем допуски для отверстия и для вала: TD=Dmax - Dmin = 55,030 - 55=0,030 (мм)

Td=dmax - dmin = 55,030 - 55,011 =0,019 (мм)

Определяем наибольшие натяг и зазор: Nmax=es - EI =0,03 - 0=0,03 (мм)

Smax= ES - ei =0,03 - 0,011=0,019 (мм)

Определяем средний натяг:

Определяем допуск посадки: Smax Nmax =0,019 =0,049 (мм)

1.4 Выбор и расчет посадки с натягом

Исходные данные: Посадка 70H7/u7 имеет номинальный размер 70 мм, с полем допуска отверстия H7, и полем допуска вала u7. Данная посадка представлена в системе отверстия и является посадкой с натягом.

Определяем предельные отклонения по таблице 1.29, стр. 79 [1]: ES 0,03 мм

EI=0 мм es= 0,132 мм ei = 0,102 мм

Определяем предельные размеры: Dmax=D ES= 70 0,03=70,03 (мм)

Dmin=D EI= 70 0=70 (мм) dmax=d es=70 0,132=70,132 (мм) dmin=d ei=70 0,102=70,102 (мм)

Определяем допуски для отверстия и вала: TD=Dmax - Dmin = 70,03 - 70=0,03 (мм)

Td=dmax - dmin = 70,132 - 70,102 =0,03 (мм)

Определяем предельные натяги: Nmax=dmax - Dmin =70,132 -70 =0,132 (мм)

Nmin=dmin - Dmax =70,102 - 70,03 =0,072 (мм)

Определяем средний натяг:

Определяем допуск посадки: =Nmax - Nmin=0,132 - 0,072=0,06 (мм)

2. Выбор и расчет посадки для резьбового соединения

2.1 Исходные данные: М42-7G/8g

Производим расшифровку условного обозначения: М - резьба метрическая;

42 - наружный диаметр резьбы D=d=42 мм;

Шаг крупный - определяется по таблице;

Резьба правая;

7G - поле допуска на средний диаметр гайки (D2);

7G - поле допуска на внутренний диаметр гайки (D1);

8g - поле допуска на средний диаметр болта (d2);

8g - поле допуска на наружный диаметр болта (d);

Длина свинчивания относится к нормальной N группе длин свинчивания.

Определяем шаг резьбы по таблице 4.10, стр. 674 [2]: Р=4,5 мм

Определяем внутренний и средний диаметры резьбового соединения по формулам из таблицы 4.12, стр. 677, учитывая, что шаг резьбы Р=4,5: - внутренний диаметр

D1=d1=d-5 0,129=42-5 0,129=37,129 (мм)

- средний диаметр

D2=d2=d-3 0,077=42-3 0,077=39,077 (мм)

Определяем по таблице 4.17, стр. 686 [2] предельные отклонения для диаметров: - болта d2 (8g): es2=-0,063 мм ei2=-0,438 мм d1 (8g): es1=-0,063 мм ei1-не нормируется d (8g): es=-0,063 мм ei=-0,863 мм

- гайки

D2 (7G): ES2=0,463 мм

EI2= 0,063 мм

D1 (7G): ES1=0,913 мм

EI1= 0,063 мм

D (7G): ES-не нормируется

EI= 0,063 мм

Определяем предельные размеры диаметров: - болта d2max=d2 es2=39,077 (-0,063)=39,014 (мм) d2min=d2 ei2=39,077 (-0,438)=38,639 (мм) d1max=d1 es1=37,129 (-0,063)=37,066 (мм) d1min - не нормируется dmax=d es=42 (-0,063)=41,937 (мм) dmin=d ei=42 (-0,863)=41,137 (мм)

- гайки

D2max=D2 ES2=39,077 0,463=39,540 (мм)

D2min=D2 EI2=39,077 0,063=39,140 (мм)

D1max=D1 ES1=37,129 0,913=38,042 (мм)

D1min=D1 EI1=37,129 0,063=37,192 (мм)

Dmax - не нормируется

Dmin=D EI=42 0,063=42,063 (мм)

3. Выбор и расчет посадки для шпоночного соединения

3.1 Определяем номинальные размеры шпонки для исполнения А, по таблице 4.52, стр. 773 [2]. Если диаметр вала равен d = 55 мм, то ширина шпонки b =16 мм и высота h =10 мм. Длину шпонки выбираем из ряда, указанного в примечании таблицы 4.52, стр. 773 [2], в интервале длин от 45 до 180 мм: мм.

Условное обозначение шпонки: Шпонка 16?10?50 СТ СЭВ 189-75.

3.2 Предельные размеры фаски мм мм

3.3 Определяем по таблице, 4.52, стр. 773 [2] глубину шпоночного паза на валу t1 и во втулке t2 t1 =6 мм; t2 =4,3 мм

3.4 Определяем размеры с учетом диаметра вала: d - t1 = 55 - 6 = 49 (мм) d t2 = 55 4,3 = 59,3 (мм)

3.5 Радиусы закругления пазов: r max = 0,4 мм r min = 0,25 мм

3.6 Принимаем нормальное соединение, а по таблице 4.53, стр. 775 [2]ь выбираем поля допусков в зависимости от назначения посадки: Поле допуска на ширину шпонки - h9;

Поле допуска на ширину шпоночного паза на валу - N9;

Поле допуска на ширину шпоночного паза во втулке - Js9;

Поле допуска на высоту шпонки - h11;

Поле допуска на длину шпонки - h14.

3.7 Определяем предельные отклонения на размеры t1 и t2 по таблице 4.54, стр. 776 [2]: d - t1 = 49-0,2 d t2 = 59,3 0,2

4

Выбор и расчет посадки для шлицевого соединения

Исходные данные: 8?36?40

Принимаем, что шлицевое соединение является прямобочным. Определяем размеры прямобочного шлицевого соединения по таблице 4.58, стр. 781 [2]: число зубьев: z=8 внутренний диаметр: d=36 мм наружный диаметр: D=40 мм ширина шлица: b=7 мм фаска: f=0,4 0,2 мм радиус закругления: r=0,3 мм

Определяем подвижность соединения и способ центрирования вала и втулки: Данное шлицевое соединение относится к легкой серии. Выбираем способ центрирования по внутреннему диаметру (d). Данный вид центрирования применяется в случаях повышенных требований к совпадению геометрических осей, если твердость втулки не позволяет обрабатывать деталь протяжкой или когда может возникнуть коробление валов после термообработки. Соединение является подвижным.

Определяем посадку на центрирующий диаметр d по таблице 4.60, стр. 785 [2]: d - 36H7/g6.

Определяем посадку на нецентрирующий диаметр D по таблице 4.62, стр. 786 [2]: D - 40 H12/a11.

Определяем посадку на ширину шлица по таблице 4.60, стр. 785 [2]: b - 7D9/h9.

Записываем обозначение шлицевого соединения с учетом найденных посадок:

Определяем предельные отклонения и предельные зазоры для внутреннего диаметра: 36H7 ES= 0,025 мм

EI=0 мм

36g6 es=-0,009 мм ei=-0,025 мм

Определяем предельные отклонения и предельные зазоры для наружного диаметра: 40H12 ES= 0,25 мм

EI=0 мм

40a11 es=-300 мкм=-0,3 мм ei=-430 мкм=-0,43 мм

Определяем предельные отклонения и предельные зазоры для шлица (зуба): 7D9 ES= 0,076 мм

EI= 0,040 мм

7h9 es=0 мм ei=-0,036 мм

5. Расчет и выбор посадок для соединения с подшипником качения

Исходные данные: D=90 мм d=50 мм

В=20 мм

R=8000 H=8 КН r =2 мм

Определяем интенсивность нагрузки по формуле:

где

R - радиальная реакция опоры на подшипник, КН;

b - рабочая ширина посадочного места, м;

Кп - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки;

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом или тонкостенном корпусе;

FA - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору. b = B - 2r

Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом FA=1, при сплошном вале F=1. Принимаем Кп=1,8, т.к. возможны сильные удары и вибрации, перегрузка достигает 300%.

По таблице 4.82, стр. 818 [2] для заданных условий определяем поле допуска на вал, который сопрягается с внутренним кольцом подшипника - m6.

Внутреннее кольцо воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения и передает ее последовательно всей посадочной поверхности вала. Следовательно, внутреннее кольцо испытывает циркуляционный вид нагружения.

Выбираем поле допуска для отверстия в корпусе, поверхность которого сопрягается с наружным кольцом подшипника: Корпус неподвижен, поэтому наружное кольцо воспринимает радиальную нагрузку, постоянную по направлению, лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса. Следовательно, наружное кольцо имеет местное нагружение. По таблице 4.84, стр. 821 принимаем поле допуска для установки подшипника качения в корпус (под наружное кольцо) - Н7.

Определяем предельные отклонения на наружный и внутренний диаметры: 90H7 ES= 0,035 мм

EI=0 мм

50m6 es= 0,025 мм ei= 0,009 мм.

Для подшипника принимаем 0 класс точности из ряда 0,6,5,4,2.

Поле допуска на посадочный диаметр внутреннего кольца L0;

Поле допуска на наружный диаметр подшипника l0.

Определяем предельное отклонение на наружный и внутренний диаметры подшипника: es=0 мм ei=-0,015 мм

ES=0 мм

EI=-0,012 мм.

Проверим правильность назначения поля допуска m6 на вал: - определяем средний натяг для выбранной посадки

- определяем наименьший расчетный натяг где - наименьший расчетный натяг, мм;

R - наибольшая радиальная нагрузка на подшипник, КН;

k - коэффициент, принимаемый приближенно для подшипников легкой серии - 2,8, м;

- рабочая ширина кольца подшипники (за вычетом фасок), м.

- проверяем выполнимость условия

23 мкм 18 мкм

Условие выполнено, следовательно, поле допуска m6 для вала выбрано верно.

6. Расчет размерной цепи методом максимума-минимума

Исходные данные: А1 = 22 мм

А2 = 7 мм

А3 = 55 мм

А? =0,4…0,9 мм

Выполняем схему размерной цепи и определяем увеличивающие и уменьшающие звенья:

Рисунок 1 - Схема размерной цепи

Размеры А1, А2, А3 являются увеличивающими, т.к. при их увеличении исходное звено А? увеличивается; размер А4 - уменьшающим, т.к. при его увеличении исходное звено А? уменьшается.

Определяем предельные отклонения исходного звена. Принимаем номинальный размер А?=0 мм: ES А? = А?max - А?=0,9 (мм);

EI А?= А?min - А? =0,4 (мм).

Определяем допуск исходного звена: ТА?=А?max - А?min=0,9 - 0,4=0,5 (мм)=500 (мкм).

Таким образом, исходное звено можно представить в виде: А?=

Определяем координату середины поля допуска исходного звена:

Определяем номинальное размер звена А4: (8) где m - число увеличивающих звеньев;

n - число уменьшающих звеньев.

А? = (А1 А2 А3) - А4;

А4=(А1 А2 А3) - А?=(22 7 55) - 0=84 (мкм).

Находим число единиц допуска, содержащихся в допуске исходного звена: (9) где - число единиц допуска;

- известный допуск j-го составляющего звена;

- единица неизвестного допуска j-го составляющего звена.

Принимаем 10 квалитет, т.к. арасч = 81,13 находится между 64 и 100, что соответствует 10 и11 квалитетам.

Назначаем поля допусков на составляющие звенья: А1= 22 -0,12 ТА1=120 мкм ЕСА1 = -60 мкм

А2 = 7Js 10 (±0,029) ТА2=58 мкм ЕСА2 = 0 мкм

А3 = 55 В10 ( ) ТАЗ=120 мкм ЕСА3 = 250 мкм

Принимаем размет А4 за А?4.

Определяем допуск составляющего звена А?4:

ТА? = ТА1 ТА2 ТАЗ ТА?4

Т А?4 = ТА?-ТА1-ТА2-ТАЗ = 500-120-58-120 = 202 (мкм)

Определяем координату середины поля допуска размера А?4:

ЕСА? = (ЕСА1 ЕСА2 ЕСА3) - Ес А?4

Ес А?4 = (ЕСА1 ЕСА2 ЕСА3) - ЕСА? = -60 0 250-650=-460 (мкм)

Определяем верхнее и нижнее предельные отклонения размера А?4: ESA?4 = ЕСА?4 ТА?4/2 = -460 202/2= - 359 (мкм)

ЕІА?4 = ЕСА?4 - ТА?4/2 = - 460 - 202/2=-561 (мкм)

Выбираем ближайшее стандартное поле допуска на размер А4 по таблице 1.9, стр. 48: А4 = 84а10 ( )

ТА4 = 140 мкм

ЕСА4 = -450 мкм

Выполняем проверочный расчет размерной цепи методом максимум - минимум (обратная задача)

Определяем номинальный размер замыкающего звена:

А? = (А1 А2 А3) - А4=(22 7 55) - 84= 0 (мм)

Определяем допуск замыкающего звена:

ТА? = ТА1 ТА2 ТАЗ ТА4=120 58 120 140=438 (мкм).

Определяем координату середины поля допуска замыкающего звена:

ЕСА? = (ЕСА1 ЕСА2 ЕСА3) - Ес А4=-60-0 250 450=640 (мкм)

Определяем верхнее и нижнее предельные отклонения замыкающего звена: ESA ? = ЕСА ? ТА ? /2 = 640 438/2=859 (мкм)

ЕІА ? = ЕСА ? - ТА ? /2 = 640-438/2=421 (мкм)

Определяем наибольший и наименьший предельные размеры замыкающего звена: А?max = А? ESA? = 0 0,859=0,859 (мм)

А?min = А? ЕІА? = 0 0,421=0,421 (мм)

Проверяем выполнение условий:

0,859 мм 0,4 мм

Условие выполнено, поэтому поля допусков на составляющие звенья назначены правильно.

7. Расчет размерной цепи вероятностным методом

Исходные данные: А1 = 22 мм

А2 = 7 мм

А3 = 55 мм

А? =0,4…0,9 мм

Выполняем схему размерной цепи и определяем увеличивающие и уменьшающие звенья:

Рисунок 2 - Схема размерной цепи

Размеры А1, А2, А3 являются увеличивающими, т.к. при их увеличении исходное звено А? увеличивается; размер А4 - уменьшающим, т.к. при его увеличении исходное звено А? уменьшается.

Определяем предельные отклонения исходного звена. Принимаем номинальный размер А?=0 мм: ES А? = А?max - А?=0,9 (мм);

EI А?= А?min - А? =0,4 (мм).

Определяем допуск исходного звена:

ТА?=А?max - А?min=0,9 - 0,4=0,5 (мм)=500 (мкм).

Таким образом исходное звено можно представить в виде: А?=

Определяем координату середины поля допуска исходного звена:

Определяем номинальное размер звена А4:

А? = (А1 А2 А3) - А4;

А4=(А1 А2 А3) - А?=(22 7 55) - 0=84 (мкм).

Находим число единиц допуска, содержащихся в допуске исходного звена: (10) где t - коэффициент, принимаемый в зависимости от допускаемого процента риска, t=3;

- коэффициент относительного рассеяния каждого из составляющих размеров, ?j =1/3;

- единица допуска j-го составляющего звена.

Принимаем 11 квалитет, т.к. арасч = 153 находится между 100 и 160, что соответствует 11 и 12 квалитетам.

Назначаем поля допусков на составляющие звенья: А1= 22 -0,12 ТА1=120 мкм ЕСА1 = -60 мкм

А2 = 7h 11 (-0,09) ТА2=90 мкм ЕСА2 = -45 мкм

А3 = 55 С11 ( ) ТАЗ=190 мкм ЕСА3 = 235 мкм

Принимаем размет А4 за А?4.

Определяем допуск составляющего звена А?4:

=437 (мкм)

Определяем координату середины поля допуска размера А?4:

ЕСА? = (ЕСА1 ЕСА2 ЕСА3) - Ес А?4

Ес А?4 = (ЕСА1 ЕСА2 ЕСА3) - ЕСА? = -60 (-45) 235-650=-520 (мкм)

Определяем верхнее и нижнее предельные отклонения размера А?4: ESA?4 = ЕСА?4 ТА?4/2 = -520 437/2= - 302 (мкм)

ЕІА?4 = ЕСА?4 - ТА?4/2 = - 520 - 437/2=-739 (мкм)

Выбираем ближайшее стандартное поле допуска на размер А4 по табл. 1.9, 1.8 (стр. 44 - 48): А4 = 84а11 ( )

ТА4 = 220 мкм

ЕСА4 = -450 мкм

Выполняем проверочный расчет размерной цепи вероятностным методом (обратная задача)

Определяем номинальный размер замыкающего звена:

А? = (А1 А2 А3) - А4=(22 7 55) - 84= 0 (мм)

Определяем допуск замыкающего звена:

=327 (мкм)

Определяем координату середины поля допуска замыкающего звена:

ЕСА? = (ЕСА1 ЕСА2 ЕСА3) - Ес А4=-60 (-45) 235 - (-450)=580 (мкм)

Определяем верхнее и нижнее предельные отклонения замыкающего звена: ESA ? = ЕСА ? ТА ? /2 = 580 327/2=744 (мкм)

ЕІА ? = ЕСА ? - ТА ? /2 = 580-327/2=417 (мкм)

Определяем наибольший и наименьший предельные размеры замыкающего звена: А?max = А? ESA? = 0 0,744=0,744 (мм)

А?min = А? ЕІА? = 0 0,417=0,417 (мм)

Проверяем выполнение условий:

0,744 мм 0,4 мм

Условие выполнено, поэтому поля допусков на составляющие звенья назначены правильно.

8. Определение комплекса контрольных параметров для зубчатого колеса по требованиям к точности изготовления

Исходные данные: посадочный диаметр отверстия зубчатого колеса: d=70 мм

Принимаем диаметр делительной окружности: d =mz, (11) где m - модуль зубчатого колеса;

z - число зубьев d=140 мм

Принимаем модуль m зубчатого колеса по таблице 5.3, стр. 836 [2]: m=2 z=d/m=140/2=70 зубьев

Определяем высоту ножки зуба: hf =1,25 m = 1,25· 2=2,5 (мм)

Определим высоту головки зуба: ha=m=2 мм

Определяем окружность вершин: da=d 2ha=140 2· 2=144 (мм)

Определяем окружность впадин: d1f =d - 2hf =140 - 2· 2,5=135 (мм)

Пользуясь рекомендациями степеней точности и методов обработки для зубчатых колес при m >1 мм таблицы 5.12, стр. 856 [2], выбираем степень по нормам кинематической точности - 8 (средняя точности) - зубчатые колеса общего машиностроения, не требующие особой точности.

Так как m > 1, то нормы плавности работы зубчатого колеса могут быть не более чем на две степени точнее или на одну степень грубее норм кинематической точности, поэтому выбираем 7-ую степень.

Нормы контакта зубьев могут назначаться по любым степеням, более точным, чем нормы плавности работы зубчатых колес, поэтому выбираем 7-ую степень.

Вид сопряжения - В-нормальный боковой зазор. Вид допуска бокового зазора - b.

Устанавливаем класс отклонений межосевого расстояния - V.

Записываем обозначение зубчатого колеса: 8-7-7-В

Определяем показатели кинематической точности зубчатого колеса, по таблице 5.4, стр. 842 [2]. Принимаем комплекс III, согласно которому для зубчатого колеса выбираем следующие показатели: Fvwr-колебания длины общей нормали;

Frr-радиальное биение зубчатого венца.

Допуски на вышеуказанные показатели точности по таблице 5, стр. 431-432 [3]: Fvw=50 мкм

Fr =63 мкм

Выбираем показатели, характеризующие плавность работы зубчатого конического колеса по таблице 7, стр. 435 [3]. Принимаем VII комплекс, которому соответствуют такие показатели: FPBR - отклонение шага зацепления

FPTR-отклонение шага

Допуски указанных показателей определяем по таблице 10, стр. 439-440 [3]: FPB=± 15 мкм

FPT=±16 мкм

Показатели, характеризующие полноту контакта зубьев, выбираем по таблицам 12 и 13, стр. 444-445 [3]. Определяем относительные размеры суммарного пятна контакта по высоте зубьев не менее 45%, по длине зубьев не менее 60%.

Определяем величину гарантированного зазора по таблице 17, стр. 451 [3]: jn min= 160 мкм

Определяем предельные отклонения межосевого расстояния: fa=±80 мкм

Определяем наименьшее дополнительное смещение исходного контура по таблице 19, стр. 454 [3]: EHS= -180 мкм

Допуск на смещение исходного контура: ТН=200 мкм

Наименьшее отклонение длины общей нормали, а также средней длины общей нормали, определяем по таблице 23, стр. 457 [3] и по таблице 27, стр. 461 [3]: EW - наименьшее отклонение длины общей нормали

EWM-наименьшее отклонение средней длины общей нормали.

EW= -120 мкм

EWM=EWMI EWMII = - (120 18) = -138 (мкм)

Определяем допуск на длину общей нормали по таблице 25, стр. 459 [3]: TW=140 мкм

Допуск на среднюю длину общей нормали по таблице 29, стр. 462 [3]: TWM=100 мкм

Наименьшее отклонение толщины зуба по таблице 29, стр. 463 [3]: ECS=-140 мкм

Допуск на толщину зуба таблица 30, стр. 464 [3]: Тс=140 мкм

Определяем длину общей нормали по формуле: W=W1 m, (12) где W1 - значение длины общей нормали (определяем по таблице 5.30, стр. 884 [1]);

m - модуль

W=23,12134 2 46,243 (мм) W=46,24

Определяем радиальное биение наружного цилиндра заготовки по таблице 5.26, стр. 878 [2]: Fd a=0,6·Fr=0,6·63=37,8 (мкм)

Биение базового торца определяем по таблице 5.27, стр. 879 [2]: для 7 - степени точности по нормам контакта ширине зубчатого колеса b=55 мм, отклонение наружного цилиндра Eda принимаем по полю допуска h 14.

FT=24 =24 (мкм)

В ходе выполнения данной курсовой работы приобретены навыки в выборе и расчете посадок для стандартных соединений в зависимости от их назначения и оказываемых на них нагрузок.

Кроме того, в ходе выполнения работы были затронуты вопросы нормирования точности элементов деталей в машиностроении, приобретены навыки работы с нормативно-технической и справочной документацией. Изучены условные обозначения предельных отклонений и допусков, параметров шероховатости, резьбового и шлицевого соединений.

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

2 Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч. Ч. 2 / Под ред. В.Д. Мягкова. Л: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1979-с. 544-1032, ил.

3 И.М. Белкин. Допуски и посадки (основные нормы взаимозаменяемости). М.: Машиностроение, 1992-528 с., ил.

4 Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.

5 Курсовое проектирование деталей машин. В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1984. 400 с., ил.

Размещено на .ru