123696 (689564)

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

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 и E₂ – 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’_min величина 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’_min величина 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

3. Рассчитать исполнительные размеры гладких предельных калибров (контркалибров) для контроля деталей соединения: 16-17.

Расчет исполнительных размеров калибра-скобы для вала h7

рис.3.1

Проходная сторона рассчитывается по формуле [3.1], граница износа – [3.2], непроходная сторона – [3.3]

, [3.1]

, [3.2]

, [3.3]

где d – номинальный диаметр вала; во – верхнее отклонение вала; но – нижнее отклонение вала; Z₁ – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия; Y₁ – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия.

Принимаются значения Z₁ = 4 мкм, Y₁ = 3 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).

Допуска на изготовление калибров для вала (проходной и непроходной стороны) принимается H₁ = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).

Допуска на изготовление контркалибров для вала (проходной и непроходной стороны, границы износа) принимается H_р = 2 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).

Исполнительные размеры калибра-скобы:

проходная сторона ,

непроходная сторона .

Исполнительные размеры контркалибра-скобы:

проходная сторона ,

непроходная сторона ,

граница износа .

рис.3.2

Расчет исполнительных размеров калибра-пробки для отверстия Js8

рис.3.3

Проходная сторона рассчитывается по формуле [3.4], граница износа – [3.5], непроходная сторона – [3.6]

, [3.4]

, [3.5]

, [3.6]

где D – номинальный диаметр вала; ВО – верхнее отклонение отверстия; НО – нижнее отклонение отверстия; Z – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия; Y – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия.

Принимаются значения Z = 7 мкм, Y = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).

Допуска на изготовление калибров для отверстия (проходной и непроходной стороны) принимается H = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).

Исполнительные размеры калибра-скобы:

проходная сторона ,

непроходная сторона .

рис.3.4

4. Выбрать посадки для колец 7 и 8 подшипника №421.

Класс точности 0

Радиальная реакция в опорах R = 45 кН

Перегрузка 100%

Характер нагружения: вращающийся вал

Диаметр внутреннего кольца d = 105 мм

Диаметр внешнего кольца D = 260 мм

Ширина подшипника B = 60 мм

Ширина фаски кольца подшипника r = 4 мм

При характере нагружения – вращающийся вал внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение, внешнее – местное. Интенсивность нагрузки подсчитывается по формуле [4]

, [4.1]

где R – радиальная реакция в опорах; B – ширина подшипника; r – ширина фаски кольца подшипника, k_П – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации k_П = 1); F – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F = 1, табл. 4.90, стр. 286, Мягков том 2); F_A – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов (F_A = 1 для радиальных и радиально-упорных подшипников).

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы