Нормирование точности посадки подшипников

пояснительная Сечих.docx

ФУНКЦИОНАЛЬНОЕ НАЗНАЧЕНИЕ И ПРИМЕНЕНИЕ УЗЛА8
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ СОПРЯГАЕМЫХ ЭЛЕМЕНТОВ УЗЛА9
1 РАСЧЕТ ПОСАДКИ С НАТЯГОМ9
2 РАСЧЕТ ПЕРЕХОДНОЙ ПОСАДКИ12
3 РАСЧЕТ ПРЕДЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ ДЛЯ ДЕТАЛЕЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОПРЯГАЕМЫХ ЭЛЕМЕНТОВ УЗЛА (ПОСАДКИ С НАТЯГОМ И ЗАЗОРОМ)16
4 ПОСАДКА С НАТЯГОМ 85H7R6.17
5 РАСЧЕТ ПОСАДКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ19
6 ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОПРЯЖЕНИЙ22
1 РАСЧЕТ КАЛИБРОВ ДЛЯ ОТВЕРСТИЯ23
2 РАСЧЕТ КАЛИБРОВ ДЛЯ ВАЛА И КОНТРКАЛИБРОВ ДЛЯ НИХ24
РАСЧЁТ ПРЕДЕЛЬНЫХ ОТКЛОНЕНИЙ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ28
РАСЧЁТ ПРЕДЕЛЬНЫХ ОТКЛОНЕНИЙ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ30
РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ32
1 РАСЧЕТ ЗАЗОРОВ СОПРЯЖЕНИЯ32
РАСЧЁТ КОНСТРУКТОРСКОЙ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ ВАЛА ТИХОХОДНОГО38
НАЗНАЧЕНИЕ СРЕДСТВ ИЗМЕРЕНИЙ ДЛЯ ВАЛА ТИХОХОДНОГО40
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ43
Нормирование точности и технические измерения – наука об измерениях методах и средствах обеспечения их единства и способах достижения требуемой точности.
Измерения один из важнейших путей познания природы человеком. Они играют огромную роль в современном обществе. Наука техника и промышленность не могут существовать без них. Каждую секунду в мире производятся многие миллиарды измерительных операций результаты которых используются для обеспечения надлежащего качества и технического уровня выпускаемой продукции обеспечения безопасной и безаварийной работы транспорта для медицинских и экологических диагнозов и других важных целей. Практически нет ни одной сферы деятельности человека где бы интенсивно не использовались результаты измерений испытаний и контроля.
Нормирование точности и технические измерения решаются следующие задачи: разработка общей теории измерений единиц физических величин и их систем разработка методов и средств измерений методов определения точности измерений основ обеспечения единства и единообразия средств измерений эталонов и образцов средств измерений методов передачи размеров единиц от эталонов и образцовых средств измерений к рабочим средствам измерений.
Изделие машиностроения не простая совокупность деталей. В собранном изделии детали находятся во взаимосвязи и взаимозависимости. Отклонения размеров формы и расположения осей или поверхностей одной какой либо из деталей вызывают отклонения формы или отклонения в расположении других деталей сборочной единицы. Эти отклонения суммируясь оказывают определенное воздействие на характеристики качества изделия.
По этой причине при выборе посадок допусков размеров деталей а также допусков формы и расположения следует учитывать: назначение детали в сборочной единице роль отдельных ее поверхностей (цилиндрических конических торцовых) влияние отклонений размеров формы и расположения осей или поверхностей детали на смежные с ней детали влияние суммы отклонений параметров точности всех деталей на такие показатели качества изделия как точность плавность вращения бесшумность долговечность и т.д. поэтому в ряде случаев значения допусков могут быть получены только расчетным путем. Данный курсовой проект формирует следующие умения и навыки:
- анализировать технические чертежи;
- выбирать и проставлять технические требования предъявляемые к деталям по точности формы расположению поверхностей и шераховатости;
- выбирать и назначать квалитеты точности основные отклонения допуски для элементов деталей машин;
- назначать посадки и обозначать их на сборочных чертежах для типовых соединений (цилиндрических резьбовых шпоночных и др.);
- определять предельные размеры элементов деталей зазоры натяги в сопряжениях деталей;
- рассчитывать размерные цепи.
Цель выполнения курсового проекта: закрепить знания полученные в ходе изучения дисциплины «Нормирование точности и технические измерения».
Объектом курсового проекта является: разработка элементов качественных показателей редуктора цилиндрического одноступенчатого.
ФУНКЦИОНАЛЬНОЕ НАЗНАЧЕНИЕ И ПРИМЕНЕНИЕ УЗЛА
Редуктор служит для уменьшения частоты вращения и соответствующего увеличения вращающего момента. Поскольку особых требований к работе редуктора не предъявляется считаем что он должен удовлетворять комплексу технических требований общему для большинства случаев применения без учета каких-либо специфических требований характерных для отдельных областей применения.
В нашем случае редуктор общемашиностроительного применения выполненный в виде самостоятельного агрегата предназначенного для привода различных машин и механизмов.
В корпусе редуктора размещена одна передача зацеплением с постоянным передаточным отношением (передаточным числом).
Редукторы общемашиностроительного применения несмотря на конструктивные различия близки по основным технико-экономическим характеристикам: невысокие окружные скорости средние требования к надежности точности и металлоемкости. При этом к конструкции редуктора предъявляются повышенные требования минимизации трудоемкости изготовления и себестоимости. Это их отличает от специальных редукторов (авиационных судовых автомобильных и др.) выполненных с учетом специфических требований характерных для отдельных отраслей промышленности.
Считаем что данный редуктор может применяться для привода сборочных покрасочных стружкоуборочных очистных и тому подобных конвейеров устройств закрытия и открытия ворот грузоподъемных устройств.
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ СОПРЯГАЕМЫХ ЭЛЕМЕНТОВ УЗЛА
1 Расчет посадки с натягом
Условие: Произвести расчёт посадки с натягом для неподвижного неразъёмного соединения зубчатого колеса и тихоходного вала для передачи вращающего момента Т=1000 Нм.
Номинальные размеры сопрягаемых деталей принимаем по заданию:
D = 65 мм – номинальный диаметр соединения;
d2 = mz2 = 526 = 130 мм – диаметр впадин зубьев колеса;
d1 = 0 – внутренний диаметр охватываемой детали;
L = 50 мм – длина сопряжённой поверхности вала и колеса.
Материалы сопрягаемых деталей: колеса – Сталь 35 вала – Сталь 45.
Решение: Основное условие для передачи вращающего момента – это T ≤ Мтр. Величина расчётного наименьшего натяга (Nmin расч) обеспечивающего выполнение этого требования определяется по формуле:
Nmin расч = рD (с1E1+ с2E2) мкм (2.1)
где р – давление на поверхности контакта колеса и вала возникающее под влиянием натяга МПа;
Е1 = Е2 = 20105 МНм2– модули упругости материала
c1 c2 – коэффициенты определяемые по формулам:
c2 = (D2+d22)( D2-d22)+1 (2.3)
где 1 =03 2 = 03 коэффициенты Пуассона
c1 = 1-03 = 07 (2.3)
c2 = (652+1302)(1302-652)+03 = 1967 (2.4)
Давление (р) на поверхности контакта колеса и вала определяется из неравенства:
где = 04 - коэффициент трения сопрягаемых деталей.
L' = 0.94L=094 0050 =0047 - длина поверхности контакта зубчатого колеса и вала за вычетом фасок.
р = 210003140042040047 = 8015 МНм2. (2.6)
Далее путём подстановки полученных данных в формулу (1) находим наименьший расчётный натяг (Nmin расч):
Nmin расч = 80151060065 (0720105+196720105) =6946 мкм (2.7)
В процессе соединения деталей происходит сглаживание неровностей что будет уменьшать расчетный натяг. Кроме того величина натяга может отличаться от расчетной из-за различия коэффициентов линейного расширения различия температур при изготовлении и сборке наличия центробежных сил. Поэтому в величину наименьшего натяга полученного в процессе расчета надо весте поправки. Считаем что в данном случае на характер посадки влияют только неровности контактирующих поверхностей. Расчётный минимальный натяг должен приниматься большим на величину поправки (u) которая определяется из выражения:
uш = 55 (Ra1-Ra2) мкм (2.8)
где Ra1 = 04; Ra2 = 08 – величины шероховатости сопрягаемых поверхностей вала и ступицы колеса.
uш = 55 (04+08) = 66 мкм (2.9)
Наименьший функциональный натяг (Nmin ф) при котором обеспечивается передача вращающего момента за счёт сил трения :
Nmin ф = 6946+66= 13546 мкм (2.10)
Для учёта случайных нагрузок наименьший функциональный натяг увеличиваем на величину коэффициента запаса прочности k = 15. Тогда:
Nmin ф = k Nmin ф (2.11)
Nmin ф = 1513546 = 20319 мкм (2.12)
Исходя из экономических соображений надо выбирать посадку в системе отверстия. Ввиду отсутствия особых требований оптимальным квалитетом является седьмой.
Исходя из экономических соображений надо выбирать посадку в системе отверстия. Ввиду отсутствия особых требований оптимальным квалитетом является седьмой. По ГОСТ25346-82 в соответствии с расчётным натягом выбираем посадку H7s6 (см. рис. 1):
Для данной посадки: диаметр отверстия 65+003 диаметр вала 65+0053+0072
Наименьший натяг (Nmin):
Nmin = dmin-Dmax (2.13)
Nmin= 65053-6503 = 23 мкм
Наибольший натяг (Nmax):
Nmax = dmax-Dmin (2.14)
Nmax = 65072-65000 = 72 мкм
Рисунок 1 – Схема расположения полей допусков сопряжения
При создаваемом в сопряжении вала и ступицы зубчатого колеса натяге в деталях возникают напряжения которые могут привести к разрушению. Произведём проверку прочности соединённых деталей при наибольшем полученном натяге. Условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности колеса и вала. Удельное давление (Pmax) возникшее в нашем сопряжении с посадкой ∅55 H7t6 определим по формуле:
Pmax = Nmax D( c1E1+ c2E2) (2.15)
Pmax = 0072 0065(0720105+196720105) = 83077 МНм2
Допускаемые наибольшие давления (Pдоп 1 и Pдоп 2) на контактирующих поверхностях вала и ступицы колеса которые без возникновения пластических деформаций выдерживают детали определим по формулам:
Pдоп 1 ≤ 058 т1[1-(d1D)2] (2.16)
Pдоп 2 ≤ 058 т2[1-(Dd2)2] (2.17)
где т1 = 320 МНм2 т2 = 360 МНм2 - пределы текучести материалов соответственно (для стали 45 – вал и стали 35 – колесо).
Pдоп 1 = 058320 = 1856 МНм2 (2.18)
Pдоп 2 = 058360[1-(65130 )2] = 2088 МНм2 (2.19)
Сравнение допускаемого давления (Pдоп 1 и Pдоп 2) с давлением возникающим при наибольшем натяге (Pmax) показывает что запас прочности для вала и колеса соответственно:
kв = 185683077 = 2234 (2.20)
kк=208883077=2513 (2.21)
Таким образом посадка ∅ 65 H7s6 не вызовет повреждения деталей.
2 Расчет переходной посадки
Условие: рассчитать ожидаемую при сборке долю соединений с натягом (вероятность натяга) и долю соединений с зазором (вероятность зазора) для посадки 55 H8m7.
Решение: при расчёте вероятностей натягов и зазоров переходной посадки исходят обычно из нормального закона распределения.
Рассмотрим отверстие: номинальный диаметр 55 мм по ГОСТ 25346-82 EI = 0 =46 мкм.
Для вала: номинальный диаметр по по ГОСТ 25346-82: мкм es = мкм.
dср = (dmax + dmin) 2 = (55041 + 55011) 2 =55026 мм. (2.28)
Nc = ( Nmax- Smax)2 (2.31)
Nc = (0041-0035)2= 0003 мкм
Т(S N) = ITD +ITd = 0046 +0030 =0076 мм. (2.32)
Рисунок 2 Схема расположения полей допусков сопряжения 55H8m7.и вероятности распределения размеров
В соответствии с принятым нормальным законом распределения размеров рассчитываем предельные значения вероятных зазоров (натягов). В рассматриваемом сопряжении Dср dср. Поэтому в данном сопряжении будет большая вероятность возникновения натягов. Рассчитываем математическое ожидание появления натягов:
MN = dср – Dср =55026 –55023 = 0.003 мм (2.33)
и стандартное отклонение натягов через среднее квадратическое отклонение:
Среднее квадратичное отклонение зазора:
(S N) = 16= 7667 мкм.
Для построения графика вероятности получения натягов и зазоров в нашей посадке определим численное значение допуска посадки. Поскольку (S N) = 7667 мкм а допуск посадки равен 6(S N) то его численное значение равно:
(S N) = 6 7667 = 46002 мкм; (2.35)
(S N) = 46002 2 =23001 мкм. (2.36)
Значит по оси абсцисс от центра кривой рассеяния откладываем значения ±3(SN)=46002 мкм и отмечаем на расстоянии +MN = 3 мкм нулевую точку. Сейчас можно определить предельные значения вероятных зазоров и натягов которые тоже проставим на рисунке:
Nmax вер = 3(S N) + MN = 3 7667 + 3 = 26001 мкм. (2.38)
Рисунок 3 — Кривая графика вероятности получения натягов и зазоров в посадке 55H8m7
Вероятность получения зазоров и натягов находим с использованием табличных значений нормированной функции нормального распределения (z). Для этого определяем z:
Из таблицы 1.1по значению z находим значение интеграла Ф(z) [3]:
Вероятность зазоров и натягов (РS и РN) рассчитываем из условия при z>0:
РN = 05-01591 = 0659 6591 %
РS = 05+01591 = 0341 3409%
Следовательно при сборке примерно 6591 %всех соединений будут с натягами и 3409%соединений – с зазорами.
3 Расчет предельных размеров для деталей цилиндрических сопрягаемых элементов узла (посадки с натягом и зазором)
Условие: определить предельные размеры допуски зазоры и натяги в соединениях при посадках с зазором и натягом.
Решение: посадка с зазором 90H7e8.
Отверстие: номинальный размер 90 мм по ГОСТ 25346-82 EI = 0 мкм ES=0035 мкм:
Вал: номинальный размер 90 мм по ГОСТ 25346-82 ei = -126 мкм
Smin = Dmin – dmax (2.49)
TS = Smax – Smin (2.51)
Рисунок 4 – Схема расположения полей допусков сопряжения 90H7e8
4 Посадка с натягом 85H7r6.
Отверстие: номинальный размер 85 мм по ГОСТ 25346-82 EI = 0 мкм ES=35 мкм
Вал: номинальный размер 85 мм по ГОСТ 25346-82 ei = 51 мкм es = 73 мкм
Соединение (рисунок 2.3.2): номинальный размер 55 мм
Рисунок 5 – Схема расположения полей допусков сопряжения 55H8v7
5 Расчет посадки подшипников качения
Условие: произвести расчёт посадки радиального подшипника качения 210 класса точности 0 на вал при радиальной нагрузке F = 2000 Н.
Решение: по таблице ГОСТ 27365-87 находим значения параметров подшипника: номинальный диаметр отверстия подшипника d=50мм; диаметр наружного кольца D=90мм; ширину подшипника B=20 мм; радиус скругления внутреннего кольца r=20 мм. Минимальный натяг Nmin необходимый для фиксации подшипника на валу определим по формуле:
Вводим поправочный коэффициент 11 учитывающий отклонение посадки при длительной эксплуатации:
Nmin расч = 7499 11 =8249 мкм. (2.62)
В соответствии с таблицей 2 ГОСТ 3325 принимаем посадку L0n6. Минимальный натяг по расчету должен быть не менее 8249 мкм. Проверка по таблице основных отклонений показывает что это условие выполнено т. к. основное отклонение n равно ei=17 мкм.
Предельные отклонение диаметров подшипников в мкм выбираем в соответствии с ГОСТ 520-2002.
Внутреннее кольцо подшипника 50 по ГОСТ 52-2002:
-Верхнее отклонение: 0 мкм;
-Нижнее отклонение: –12 мкм.
Наружное кольцо подшипника 90 по ГОСТ 52-2002:
-Нижнее отклонение: – 13 мкм.
Вал: e корпус — EI = 0; ES = + 23 мкм.
Параметр шероховатости Ra посадочных поверхностей под подшипники на валах и в корпусе из стали а также опорных торцов заплечиков для подшипников класса точности 6 имеют следующее значение:
-шейки вала Ra = 063 мкм;
-отверстия корпуса Ra = 125 мкм;
-опорные торцы вала и отверстия Ra = 250 мкм.
Эти значения надо будет проставить на чертеже вала тихоходного.
Назначаем допуски формы посадочных мест вала и отверстий корпуса в радиусном измерении допуск круглости и допуск профиля продольного сечения в соответствии с ГОСТ 3325:
-допуск круглости и продольного профиля посадочных поверхностей составляют для вала 2 мкм;
-допусков круглости и продольного профиля посадочных поверхностей одинаковые и составляют для отверстия 63 мкм.
Назначаем допуски торцового биения заплечиков мкм:
-для отверстия (если есть заплечики) — 46 мкм.
Строим схемы расположения полей допусков для посадки внутреннего кольца подшипника шарикового радиально-упорного 210 на вал и наружного в корпус.
Рисунок 6 — Схема расположения полей допусков для посадки внутреннего кольца подшипника шарикового радиально-упорного 0-210 на вал
Рисунок 7 — Схема расположения полей допусков для соединения наружного кольца подшипника шариковаго радиально-упорного 210 с корпусом редуктора.
При монтаже подшипников невозможно избежать перекосов но они не должны превышать допускаемое ГОСТ 3325-85 значение. Суммарное допустимое отклонение от соосности вызванное неблагоприятным сочетанием всех видов погрешностей обработки сборки и деформации подшипников вала и деталей корпуса под действием нагрузок оцениваются допустимым углом взаимного перекоса max между осями внутреннего и наружного колец подшипников качения смонтированных в подшипниковых узлах.
В качестве допустимого принимается наибольший угол взаимного перекоса внутреннего и наружного колец подшипников смонтированных в подшипниковых узлах при котором долговечность будет не меньше расчетной.
Для нашего подшипника (радиальный однорядный шариковый с нормальным радиальным зазором) допустимый угол взаимного перекоса колец max = 1.
Требования к углам перекоса на чертеже выражаются значениями допусков соосности в диаметральном выражении относительно общей оси посадочных поверхностей. При длине посадочного места В = 18 мм допуск соосности:
-для вала — 125 мкм;
-для отверстия (если есть заплечики) — 10 мкм.
6 Выбор посадок для гладких цилиндрических сопряжений
Исходя из функционального назначения соединений методом аналогов выбираем посадки для гладких цилиндрических соединений.
а)для соединения крышек и корпуса принимаем посадку с зазором Н7f8 ;
б)для соединения крышек и вала при уплотнении манжетой или кольцом —
в)для соединения внутренних колец подшипников с валом принимаем переходную посадку
г)для соединения наружных колец подшипников с корпусом назначаем посадку с зазором Н6
д)для соединения штифтов и корпуса N7m6.
1 Расчет калибров для отверстия
Условие: Определить размеры рабочих калибров-пробок для отверстия 90Н7.
Решение: По ГОСТ 25346-89 находим допуск и основное отклонение для детали: IТ7 = 35 мкм EI = 0 .
ES = 0+35 = 35 мкм (3.1)
Следовательно наибольший и наименьший предельные размеры отверстия:
Dmax = 90000+0035 = 90035 мм (3.2)
Dmin = 90000+0000 = 90000 мм (3.3)
Формулы для определения исполнительных размеров калибров возьмем из таблицы 1 ГОСТ 24853-81:
Исполнительные размеры калибров-пробок определяем по соответствующим формулам по ГОСТ 24853-84. Определим наибольший предельный размер пробки:
ПРmax = Dmin+Z+Н2 (3.4)
где Z – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия; H – допуск для изготовления калибров для отверстий.
Наименьший размер изношенной пробки:
ПРизн = Dmin-Y (3.5)
где Y – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия.
Наибольший размер непроходного калибра-пробки:
НЕmax = Dmax+Н2 (3.6)
Допуски и отклонения калибров из таблицы 2 ГОСТ 24853-81:
Z = 5 мкм ; Y = 4 мкм ; H = 6 мкм
где Z –отклонения середины поля допуска на изготовления проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия. Y- допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия . Н – допуск для изготовления для отверстий.
ПРmax = 90000+0005+00062 = 90008 мм (3.7)
Исполнительный размер калибра ПР 90008-0006 мм.
ПРизн =90000-0004=89996 мм (3.8)
Когда калибр будет иметь диаметр равный ПРизн его нужно изъять из эксплуатации.
НЕmax = 90035+00062 = 90038 мм (3.9)
Исполнительный размер калибра НЕ 90038-0006 мм
Рисунок 8 – Схема расположения полей допусков калибров-пробок для
2 Расчет калибров для вала и контркалибров для них
Условие: определить размеры рабочих калибров-скоб для вала 300e8 и контрольных калибров для этих скоб.
Решение: по ГОСТ 25346-82 находим предельные отклонения: ei =-191 мкм es = -110 мкм.
Наибольший и наименьший предельные размеры вала:
Исполнительные размеры калибров-пробок определяем по соответствующим формулам по ГОСТ 24853-81.
Наименьший размер проходного калибра-скобы:
– отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия;
– допуск для изготовления калибров для вала.
Наибольший размер изношенного проходного калибра-скобы:
– допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия.
Наименьший размер непроходного калибра-скобы:
По таблице 2 ГОСТ 24853-81 для 300 мм находим данные для расчёта размеров калибров-скоб и контрольных калибров для скоб:
Z1=14 мкм Y1=9 мкм Н1=16мкм Hp =8 мкм α1=6
Исполнительный размер калибра-скобы ПР +0016мм.
Когда размер калибра ПР в процессе работы увеличиться и будет иметь величину рабочей части равную скобу нужно изъять из эксплуатации для ремонта.
Исполнительный размер калибра-скобы НЕ +0016мм.
Предельные размеры контркалибров определяются по формулам также взятым из ГОСТ 24853-81.
Размер контркалибра для проходной скобы равен:
– допуск на изготовление контрольного калибра для скобы.
Определим размер калибра для контроля износа гладкого проходного калибра-скобы:
Предельные размеры контркалибра для непроходной скобы:
Подставим в формулы необходимые значения параметров и получим:
Исполнительные размеры контркалибров: К-ПР -0008 мм К-НЕ -0008 мм К-И -0008 мм.
Рисунок 9– Схема расположения полей допусков калибров-скоб для вала 300е8 и контрольных калибров для этих скоб.
РАСЧЁТ ПРЕДЕЛЬНЫХ ОТКЛОНЕНИЙ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ
Условие: рассчитать призматическое шпоночное соединение для вала диаметром d = 40 мм тип соединения – нормальное.
Решение: по ГОСТ 8789-68 для вала с номинальным диаметром d = 40 мм выбираем шпонку шириной b = 12 мм высотой h = 8 мм глубина паза на валу t1 = 5 мм во втулке t2 = 33 мм.
Шпонки делаются из специального проката имеющего точность изготовления по ширине h9. Поля допусков на валу N9 и для паза во втулке js9.
Таблица 4.1 – Предельные размеры шпоночного соединения в миллиметрах
Наименование элемента соединения
Рисунок 10 – Поля допусков шпоночного соединения
Назначим параметры шероховатости поверхностей элементов шпоночного соединения по приложению 2 ГОСТ 23360:
а) боковые поверхности паза во втулке выполненного с допуском по десятому квалитету –
б) боковые поверхности паза на валу выполненного с допуском по десятому квалитету –
в) дно паза на валу – Ra63.
Для обеспечения собираемости шпоночного соединения назначаем допуск на параллельность шпоночного паза относительно оси детали и допуск симметричности ;
Полученные результаты округляем в соответствии с таблицей 4 ГОСТ 24643-81 «ОНВ Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые значения» до стандартных значений для номинального размера b = 10. Для расчётного допуска параллельности = 0026 ближайшие значения 0020 и 0030 мм. Но в соответствии с пунктом 4 ГОСТ 24643 можно выбрать числовое значение из таблицы 1 стандарта если оно не предусмотрено степенями точности в таблице 4 ГОСТ 24643. Принято 0025 мм. Аналогично для числового значения допуска симметричности:
РАСЧЁТ ПРЕДЕЛЬНЫХ ОТКЛОНЕНИЙ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ
Условие: определить предельные размеры и построить поля допусков для резьбового соединения М22-8H7g6g.
Решение: номинальные значения диаметров резьбы по ГОСТ8724-2002 «ОНВ Резьба метрическая Р =2: наружный диаметр резьбы соответственно болта и гайки d = D = 22 мм внутренний диаметр резьбы соответственно болта и гайки d1 = D1 =19835 мм средний диаметр резьбы d2 = D2 = 20701 мм.
Значения допусков отклонений диаметров и предельных размеров болта и гайки сводим в таблицу 5.1. Результаты вычислений отражаем на схеме расположения полей допусков — рисунок 11.
Таблица 5.1 – Предельные отклонения размеров болта и гайки:
Таблица 5.2 – Предельные размеры болта и гайки:
Рисунок 11 – Схема расположения полей допусков резьбового соединения М22-8H7g6g
РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
1 Расчет зазоров сопряжения
Условие: Рассчитать необходимый гарантированный зазор и возможные свободные повороты зубчатых колёс для вида сопряжения 9-8-8-А редуктора с чугунным корпусом стальными колёсами (m = 50 мм) если при работе передачи при окружной скорости до 6 мс температура зубчатых колёс достигает t1 = 80ºС и температура корпуса – t2 = 50ºС. z1 =24 – число зубьев шестерни; z2 =26 - число зубьев колеса.
Решение: Расчёт гарантированного бокового зазора определяющего вид сопряжения должен производиться с учётом:
- температурного режима работы передачи;
- способа смазывания и окружной скорости зубчатых колёс;
- допустимого свободного поворота зубчатых колёс в пределах бокового зазора [3].
Величина бокового зазора (jn1) соответствующая температурной компенсации определяется по формуле:
jn1 = a[αp1 (t1-20º)- αp2 (t2-20º)]2sinα. мкм (6.1)
При угле профиля исходного контура α = 20º формула (6.1) примет вид:
jn1 = 0684a [αp1 (t1-20º)- αp2 (t2-20º)] мкм (6.2)
где а – межосевое расстояние передачи мм;
αp1 αp2 – коэффициенты линейного расширения для материалов соответственно зубчатых колёс и корпуса ºС-1.
Поскольку приведен только материал тихоходного колеса то для вто-рого колеса материал можно принять любым. Проще всего принять тот же. Данные из технического справочника.
Материал колеса сталь40
Принимаем αp1 = 11510-6 º С-1 для стальных зубчатых колёс и αp2 = 10510-6 ºС-1 для чугунного корпуса табл. 1.62 [12];
Межосевое расстояние (a) определяется по формуле:
a = 05m(z1+z2) мм (6.3)
где m = 5 – модуль передачи мм;
а = 0550 (24+26) = 125 мм
jn1 = 1250684 [11510-6 (80-20)-10510-6 (50-20)] = 0032 мм
Величину бокового зазора (мкм) необходимую для размещения слоя смазки ориентировочно можно определить:
jn2 = (10÷30)m мкм (6.4)
Причём 10m принимают для тихоходных передач а 30m – для особо скоростных передач т.к. у нас среднескоростная передача: принимаем для нашего случая коэффициент перед m равным 20:
jn2 = 2050 = 100 мкм
Таким образом гарантированный боковой зазор (jn min):
jn min ≥ jn1 + jn2 мкм (6.5)
jn min = 32 + 100 = 132 мкм
Наибольший возможный боковой зазор (jmax) определяется по формуле:
jn max = jn min+(Тн1+Тн2+2а)2sinα (6.6)
при α = 20º формула (6.6) примет вид:
jn max = jn min+(Тн1+Тн2+2а)0684 мкм (6.7)
где а– предельное отклонение межосевого расстояния для данного вида сопряжения таблица 13 ГОСТ1643-81.
Тн1 Тн2 – допуски на смещение исходного контура соответственно для 1-го и 2-го колёс таблица 15 ГОСТ1643-81.
Тн1 = 200 мкм Тн2 = 200 мкм
Для степени точности зубчатой передачи 8 имеем следующие данные показателей норм кинематической точности: Fr1 = 200 мкм Fr2 = 200 мкм таблица 6 ГОСТ 1643-81 для делительных диаметров:
d2 = 50 26 = 130 мм.
jn max = 132+(200+200+2110)0684 = 556 мкм.
В случае необходимости (для кинематических передач) могут быть определены:
а) наименьший свободный угловой поворот зубчатого колеса ( при α = 20º)
φmin = (2 jn min(mzcosα))206 (6.10)
для колеса тихоходного:
φmin2 = (2132(526094))206 = 445 = 7'41
б) наибольший свободный угловой поворот зубчатого колеса (α =20º)
φmax = (2 jn max(mzcosα))206 (6.11)
φmax2 = (2556(5026094))206 = 1876 = 31'26
2 Расчёт некоторых размеров разноимённых профилей зубьев
Условие: число зубьев колеса zк = 26 шестерни zш = 24 модуль m =5 мм степень точности 8-7-7-А ГОСТ 1643 ширина венца В = 40 мм окружная скорость колеса не более V = 6 мс эксплуатационные характеристики: кинематическая нереверсивная.
Решение: Точность зубчатых колес в соответствии с ГОСТ 1643 задается степенью точности а требования к боковому зазору — видом сопряжения. Для норм точности рассматриваемого колеса принята 8-я степень кинематической точности 7-я степень по нормам плавности работы 7-я степень по нормам контакта зубьев вид сопряжения А. Класс отклонения межосевого расстояния обеспечивающий гарантированный боковой зазор в передаче также принимаем по умолчанию – VI.
Устанавливаем показатели норм точности.
Показатели кинематической точности устанавливаем по таблице 2 ГОСТ 1643. Для зубчатого колеса 8-й степени точности выбор ограничен. Принимаем: F’
Допуск на кинематическую погрешность зубчатого колеса по таблице 6 для 8-ой степени точности и диаметра делительной окружности d=m·z=5·26=130 мм т. е. до 400мм: F’ ff (допуск на погрешность профиля зуба) по таблице 8 для 8-ой степени точности для модуля m = 5 и делительного диаметра d=130 мм равен 22 мкм. Значит F’ir = FPr + ff = 93 мкм.
В ГОСТ 1643-81 предусмотрен учет значений номинального коэффициента осевого перекрытия который определяется по формуле:
= bw (m) = 40 (5 × 314) = 2546 (6.1)
В соответствии с ГОСТ 1643-81 для 7-ой степени точности показатель плавности работы принимается независимо от . В качестве показателя плавности работы принимаем: fPtr—предельные отклонения шага. Предельные отклонения шага по таблице 8 для 7-ой степени точности для модуля m= 5 и делительного диаметра d=130 мм: fPtr = ± 20 мкм.
Показатель контакта зубьев устанавливаем по таблице 5: для колеса 7-й степени точности и большим указанного в таблице 4 принимается комплекс FPxnr (продольные отклонения осевых шагов по нормали)и Fkr (допуск на суммарную погрешность контактной линии).
Продольные отклонения осевых шагов по нормали по таблице 11 для колеса с модулем m = 5 и шириной зубчатого венца В = 40 мм: FPxnr = ± 18 мкм. Допуск на суммарную погрешность контактной линии по таблице 11 для колеса с модулем m = 5 и шириной зубчатого венца В = 40 мм: Fkr = 45 мкм.
Величину гарантированного бокового зазора для зубчатого колеса jn min устанавливаем по таблице 13 ГОСТ 1643. Выбираем показатель нормы бокового зазора для вида сопряжения A класса точности VI межосевого расстояния аW. Межосевое расстояние рассчитываемой передачи:
аW =(zк + z ш) · m 2 = (26 + 24) · 5 2 = 125 мм.
Для передачи с межосевым расстоянием свыше 80 до 125 мм:
-гарантированный боковой зазор jn m
-предельное отклонение межосевого расстояния fa = ± 110 мкм.
Гарантированный боковой зазор обеспечивается для зубчатых колес несколькими показателями. Принимаем наименьшее дополнительное смещение исходного контура EHs. Его значение по таблице 14 ГОСТ 1643 для вида сопряжения Е степени точности плавности 7 делительного диаметра 130 мм равно EHs = – 280 мкм. Допуск дополнительного смещения исходного контура (табл. 15) для вида сопряжения A вида допуска a допуска на радиальное биение (табл. 6 ГОСТ 1643) Fr = 200 мкм равен ТН = 550 мкм.
Длина общей нормали для прямозубых колёс без смещения (W) косвенно характеризующая толщину зуба и окружной шаг мм
где W1 – длина общей нормали цилиндрических прямозубых колес модулем =1 мм.
При m = 5 мм. Значение W1 в зависимости от числа зубьев колеса (z = 26) и число зубьев охватываемых при измерении (zn = 3) состоят в соответствии с таблицей 5.30 [13]:
W = 7744*5 = 38720 мм
Длина общей нормали имеет отклонение. Чтобы не произошло заклинивания в передаче это отклонение имеет отрицательное значение. Наименьшее отклонение длины общей нормали (EWs) находим по таблице 16 ГОСТ 1643-81
Таким образом наименьшее отклонение длины общей нормали EWs = 200 мкм. Допуск на длину общей нормали TW определим по таблице 19 ГОСТ 1643-81
Допуск на длину общей нормали TW = 140 мкм.
Значит верхнее отклонение длины общей нормали EWs min = -180 мкм.
Нижнее отклонение длины общей нормали:
EWs max = - EWs - TW = -180-140 = -320мкм. (6.15)
Таким образом в таблице чертежа должно быть проставлено для длины общей нормали: W = 38720-0400-0180
Назначаем средства измерения для проверки показателей.
Для определения показателей кинематической точности колеса (Fp — накопленная погрешность шага зубчатого колеса) применим прибор БВ-5079. и эвольвентомер универсальный БВ-5062 (для проверки ff— погрешность профиля зуба).
Показатель плавности работы зубцов fptr (отклонение шага) проверим эвольвентомером индивидуально-дисковым с устройством для контроля винтовой линии БВ-1089 (da =20—400 мм m=1—16 мм).
Для контроля показателей контакта зубьев Fpxn (отклонение осевых шагов по нормали) и Fk (суммарная погрешность контактной линии) используем контактомер универсальный с устройством для контроля осевого и углового шагов БВ-5028 и контрольно-обкатной станок соответственно.
Проверку показателей гарантированного бокового зазора Ehs (дополнительное смещение исходного контура) выполним зубомером смешения модели 2301 (m = 2—10 мм) а far (предельное отклонения межосевого расстояния) - межиентромером МЦ-400Б (m=1—10ммd=20— 320мм).
РАСЧЁТ КОНСТРУКТОРСКОЙ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ ВАЛА ТИХОХОДНОГО
Рассчитаем конструкторскую размерную цепь вала тихоходного.
Рисунок 12 – Схема конструкторской размерной цепи вала тихоходного
Находим номинальное значение замыкающего звена
Предельные отклонения составляющих размеров: валов –h14 остальных IT142.
Максимальный и минимальный размеры замыкающего звена равны
А max = 2505-(6113 +2624 +5163 + 782+2024+2174) = 617 мм (7.2)
А min = 24985-(6187+2676+5237+818+2076+2226 ) = 5765 мм (7.3)
Определим предельные отклонения и допуск
Замыкающий размер при заданных номинальных размерах и предельных отклонениях составляющих размеров может быть выполнен с точностью: мм.
НАЗНАЧЕНИЕ СРЕДСТВ ИЗМЕРЕНИЙ ДЛЯ ВАЛА ТИХОХОДНОГО
По чертежу вала тихоходного определить подлежащие измерению или контролю размеры детали:
а) диаметральные размеры 40 50 60 65
б) линейные размеры 60h± 615± 265 8 205± 35-02;
г) шероховатость поверхностей Ra 063; 125; 32;
д) отклонения формы и расположения:
)допуск цилиндричности
)допуск торцового биенияВыбор средств измерения и контроля при массовом производстве редукторов.
Для диаметральных размеров выбираем скобы односторонние двупредельные по ГОСТ 18360-93 «Калибры-скобы листовые для диаметров от 3 до 260 мм. Размеры»:
- для 40h6 — калибр-скоба 8113-0142 t6 ГОСТ 18360-93;
- для 50n6 — калибр-скоба 8113-0163 h14 ГОСТ 18360-93;
- для 60h9 — калибр-скоба 8113-0165 n6 ГОСТ 18360-93;
- для 65s6 — калибр-скоба 8113-0132 n6 ГОСТ 18360-93.
Для линейных размеров:
- для 8h14 — калибр-скоба 8113-0011 h14 ГОСТ 18360-93;
- для проверки ширины шпоночного паза 10N9 выбираем по ГОСТ 24121-80 «Калибры пазовые для размеров св. 3 до 50 мм. Конструкция и размеры» — калибр 8154-0224 N9 ГОСТ 24121-80;
- размеры 60± 615± 265± 205± 22± 35-02 контролируем специальными средствами измерения;
- для размера 2505h14 по ГОСТ 18356-73 «Калибры-скобы двусторонние для длин свыше 10 до 360 мм. Конструкция и размеры» выбираем — калибр-скобу 8102-0186 h14 ГОСТ18356-73.
- 12 16x45o 2x45o — измеритель фаски ИФ-12.
Для отклонений формы и расположения:
- допуск круглости — проверяем вал вращением в центрах прибора для проверки изделий на биение ПБ 250 с помощью измерительной головки 1ИГ [7 с.706];
- допуск профиля продольного сечения — проверяем отклонение параллельности образующих с помощью скобы рычажной [7 с. 709]: СР-75 мод. 01102 ТУ2-034-0221197-012-91;
- допуск торцевого биения проверяем с помощью прибора для проверки изделий на биение ПБ 250;
- допуск соосности посадочных мест под подшипники относительно оси вала проверяем вращением вала на двух ножевых опорах находящихся в средних сечениях шеек [7 с. 717].
В результате выполнения курсовой работы проведены вычисления элементов качественных показателей редуктора цилиндрического одноступенчатого. При этом закреплены знания по методам нормирования требований к точности параметров стандартизации и взаимозаменяемости точности измерений и контроля параметров средствам измерений нормированию и контролю точности гладких цилиндрических поверхностей сопряжениям и посадкам нормированию и контролю точности формы и расположения поверхностей нормированию и контролю шероховатости поверхностей допускам и посадкам подшипников качения нормированию точности резьбовых деталей и соединений нормированию и контролю точности зубчатых колес и передач нормированию точности шпоночных деталей и соединений цепям размерным.
Все примененные методики вычислений использованные в данной курсовой работе используются при выполнении аналогичных расчетов при проектировании деталей и узлов машин.
Поставленная перед курсовой работой цель совершенствования навыков расчетов элементов качественных показателей деталей и узлов выполнена.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: Т-1-6-е изд. переработ. и доп. – М: Машиностроение 1982 – 736 с.
Покровский Б.С. Механосборочные работы и их контроль: Учеб. Пособие для ПТУ. – М.: Высш. шк. 1989. – 271 с.
Л. А. Болдин. Основы взаимозаменяемости и стандартизации в машиностроении Учеб. пособие для втузов 2-е изд перераб. и доп М. Машиностроение 1984 271 с
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: Т-2-6-е изд. переработ. и доп. – М: Машиностроение 1982 – 736 с.
Якушев А.И. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения учебник 5-е издание переработ. и доп. – М: Машиностроение 1979.
Справочник по производственному контролю в машиностроении. Издание третье перераб. и доп. Под ред. Д-ра техн. Наук проф. А.К.Кутая. Л. Машиностроение 1974. – 676 с. ил.

Вал Сеч.dwg

колесо сечих.dwg

редуктор сечих.dwg