Привод сепаратора

val_ris3_var_4.cdw

привод сепаратора_Ris_3_var_4.cdw

Specific1_ris3_var_4.cdw

шестерня_ris3_var_4.cdw

калибр-скоба_ris3_var_4.cdw

Записка_ris_3_var_4.doc

В основу сучасного промислового виробництва покладено масовість. А в умовах масового виробництва широко застосовується спеціалізація і кооперування. Лише таке виробництво здатне задовольняти зростаючі потреби народного господарства підвищити продуктивність праці ефективність і якість вітчизняним та зарубіжним зразкам. Якість — це сукупність властивостей і показників які визначають придатність виробу задовольняти вимоги народного господарства чи населення.
Крім того якість — це відповідність вимогам стандарту креслення або технічним вимогам.
Підвищення якості машин і механізмів можливе на основі принципів взаємозамінності стандартизації і при впроваджені прогресивних методів і засобів контролю в машинобудуванні.
Мета дисципліни “Взаємозамінність стандартизація та технічні вимірювання” — вивчення основ взаємозамінності стандартизації та метрології здобуття навичок використання і дотримання вимог стандартів виконання розрахунків з вибору посадок типових спряжень метрологічного забезпечення при виготовлені машин.
Аналіз роботи механізму та обрунтування призначення посадок
Аналіз роботи вузла коробки швидкостей
Ведучий вал-шестерня 3 розміщений за допомогою підшипників ковзання 12 і 13 в корпусі 1 сприймає крутячий момент від двигуна через шків 8. На вал 2 який розміщений в корпусі на підшипниках кочення 24 крутячий момент передається за допомогою подвійного рухомого блока 4 розташованого на шліцьовій ділянці валу.
Переключенням блока забезпечується зміна числа обертів вала 2.
Величиною ланок А1 і А2 забезпечується якісне функціонування сепаратора.
Обрунтування призначення посадок.
Кришка 10 з’єднана з корпусом 1 по посадці з зазором Н7d9 для зручності демонтажу кришки.
Зубчасті колеса 5 та 6 посаджено на вал 3 з перехідною посадкою H6л6 за допомогою шпонки з посадкою Н9h9 для забезпечення роз’ємного і точно центрованого з’єднання.
Підшипники кочення 22 розміщені на валу 2 з перехідною посадкою L0js6 а верхнє кільце посаджено в корпус 1 з зазором K7l0.
Шків 9 посаджено на вал 2 з натягом Н7u7.
Шестерня 8 посаджено на вал 3 з натягом H7u7.
Втулки 15 та 16 розташовані на валу 3 посадкою з зазором Н7е7 для забезпечення рухомості з’єднання.
Підшипник ковзання 10 посаджено на вал 2 з зазором H7d8.
Блок зубчастих коліс 4 встановлений на валу 2 за допомогою шліцьового з’єднання з центруванням по боковим поверхням зубців для забезпечення передачі великих крутних моментів.
Розрахунок і вибір посадок з зазором
1. Призначення посадок з зазором
Посадки з зазором застосовуються для рухомих і нерухомих з’єднань. В таких посадках передбачається гарантований зазор необхідний для забезпечення простоти складання - розбирання взаємного переміщення деталей компенсації теплових деформацій розміщення шару мастила а також компенсацій похибок форми і взаємного розташування поверхонь і осей.
Найбільш відповідальними рухомими з’єднаннями є підшипники кочення які працюють в умовах рідинного тертя. Тому для з’єднань необхідно розраховувати зазори.
2. Розрахунок та вибір посадки з зазором
2.1. Визначаємо середній питомий тиск Р (Нм2) в підшипнику за формулою:
де R- навантаження на підшипник (Н) l – довжина з’єднання вала і отвору (м) dH – номінальний діаметр з’єднання (м).
2.2. Визначаємо допустиму мінімальну товщину мастильного шару [hmin] за формулою:
[ hmin ] = K × (4RaD + 4Rad + g ).
де К=2 – коефіцієнт запасу надійності по товщині мастильного шару;
= 2мкм – добавка на нерозривність мастильного шару;
RaD = 12 мкм Rad = 08 мкм
[ hmin ] = 2 × (4 × 08 + 4 × 08 + 2 ) = 168 × 10-6 м.
2.3. Задаємось робочою температурою підшипника. Робоча температура підшипника повинна бути не вищою 60..75°С. Для попередніх розрахунків tn= 50 °С.
Відповідно з прийнятою температурою tn і маркою мастила визначається його динамічна в’язкість:
де mтаб.- динамічна в’язкість при tn= 50 °С по додатку 2.
Марка масла И-30. mтаб = 297 × 10-3 Н×см2.
2.4. Розраховуємо значення коефіцієнта Аh по формулі:
де w - кутова швидкість валу (с-1 ).
Значення Аh приймаємо тому що воно входить в задані межі:
2.5. По графіку рис.1.27 [1 ст.288] використовуючи значенням Аh=035 (горизонтальна пряма) і співвідношення (крива графіка) знаходимо точки перетину прямої з кривою графіка. Цим точкам перетину на горизонтальній осі відповідають відносні ексцентриситети Cmin і Cmax. В нашому випадку Cmin 03 тобто першої точки немає. Визначаємо значення Ах при Х=03.
Ах = 049 при Х = 03 .
2.6. По графіку рис.1.27 [1 ст.288] і значенню Аh =035 знаходимо максимальний відносний ексцентриситет Cmax=083. Визначаємо максимальний допустимий зазор:
2.7. Розраховуємо оптимальний зазор:
Хопт = 0452 Аопт = 0512.
2.8. Вибираємо із таблиць допусків і посадок всі стандартні посадки які задовольняють основну умову вибору посадок за [Smin] i [Smax].
Вибираємо посадку 90
Для вибраної посадки повинна виконуватись основна умова:
2.9. Визначаємо поля допусків посадки:
Н7: ES = 35 мкм; d8: es = – 72 мкм;
EI = 0 мкм; ei = – 126 мкм.
2.10. Розрахунок параметрів посадки з зазором мм:
TS = TD + Td = 0035 + 0054 = 0076.
3. Схема розміщення полів допусків посадки з зазором
Розрахунок і вибір нерухомої посадки
1. Призначення нерухомих посадок
Посадки з натягом застосовуються для одержання нерухомих з’єднань як правило без додаткового кріплення. Додаткове кріплення застосовується відносно рідко коли з’єднання навантаженні значними крутними моментами або здвигаючими силами.
Розрахунок посадок з натягом виконується з метою забезпечення двох основних умов: гарантувати нерухомість з’єднання тобто відсутність зміщення з’єднаних деталей тобто виключити можливість їх пластичної обробки.
2. Розрахунок та вибір посадки з натягом
2.1. Розраховуємо найменший питомий тиск:
[Pmin] = 2Мк (p × dH2 × l × f)
де f = 0.1 – коефіцієнт тертя.
[Pmin] = 2 × 150 (314 × (70×10-3)2 × 104×10-3 × 01) = 1875 × 106 Н м2
2.2. Знаходимо найменший розрахунковий натяг Nmin.
Попередньо розраховуємо коефіцієнти С1 і С2.
C1 = 1 + mD C2 = 1 – md
mD = md = 03 – коефіцієнт Пуассона.
С1 = 1 + 03 = 13 ; С2 = 1 – 03 = 07.
Nmin = [Pmin] × dH × ((C1 + C2) E)
де Е – модуль пружності матеріалу.
Nmin = 1875×106 × 70×10-3 ×((13 + 07) 2 × 1011) = 131×10-6 м.
2.3. Розраховуємо мінімальний допустимий натяг:
[Nmin] = Nmin + g ш + gt
де gш – поправка яка враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з’єднань gш = 12 × (4RаD + 4Rаd).
RаD Rаd – висота мікронерівностей профілю по десяти точках відповідно поверхонь отвору і валу.
gш = 12 × (4 × 12 + 4 × 12) = 1152 мкм = 1152 × 10-6 м.
gt – поправка яка враховує відмінність температури деталей td tD температури складання tСК.
Оскільки tСК = 200 С gt = 0.
Тоді Nmin = 131 + 1152 = 1283 мкм = 1283×10-6 м.
2.4. Знаходимо максимально допустимий питомий тиск [Pmах] для чого визначаємо Р1 і Р2:
Р1 = 058 × sТ1 × [1 – (d1 dH)2] = 058 × 33 × 108 = 1914 × 107 H м2.
Р2 = 058 × sТ2 × [1 – (dН d2)2] = 058 × 33 × 108 = 1914 × 107 H м2.
Для подальших розрахунків беремо значення [Рmax] = 1914 × 107 H м2.
Nmax =[Pmax] × dH × ((C1 + C2) E) = 1914 × 107 × 70×10-3 × ((13 + 07) 2 × 1011)=
2.5. Визначаємо максимально допустимий натяг:
[Nmax] = Nmax × gуд + gш – gn
де gуд – коефіцієнт збільшення питомого тиску на торцях охоплюючої деталі.
gn = 0 – коефіцієнт повторних запресувань.
[Nmax] = 67 × 092 + 1152 – 0 = 7316 × 10-6 м.
2.6. Вибираємо із таблиць допусків і посадок всі стандартні посадки які задовольняють умови вибору посадок за [Nmin] i [Nmax].
Вибираємо посадку 70
2.7. Розраховуємо зусилля запресування:
Rn = fn × Pmax × p × dH × l
де fn = 12 × f = 12 × 01 = 012 – коефіцієнт тертя при запресуванні;
Рmах – питомий тиск при максимальному натягу Nmax:
Rn = fn×Pmax×p×dH×l = 012 × 176×107 × 314 × 70×10-3 × 104×10-3 = 4829 × 104 H.
2.8. Розрахунок параметрів посадки з натягом мм:
TN = TD + Td = 003 + 0019 = 0039.
3. Схема розміщення полів допусків посадки з натягом
Розрахунок і вибір перехідної посадки
1. Призначення перехідних посадок
Перехідні посадки застосовуються для нерухомих роз’ємних з’єднань вимагаючих по характеру роботи точного центрування деталей або вузлів. Часто ці з’єднання використовуються з допоміжним кріпленням. Характерна особливість перехідних посадок - можливість одержання незначних зазорів або натягів.
2. Розрахунок та вибір перехідної посадки
Розраховуємо очікувані при складанні ймовірності натягу та зазору в посадці
2.1. Визначаємо натяги:
TD = ES – EI = 0006 – (–0048) = 0054 мм;
Td = es – ei = 0 – (–0035) = 0035 мм.
2.2. Знаходимо середнє квадратичне відхилення натягу (зазору):
2.3. Розраховуємо границю інтегрування ( при N = 0 ):
2.4. З таблиці ( 1 табл. 1.1 ) по розрахунковому Z:
2.5. Визначаємо ймовірність натягів і зазорів:
PN’= 05 + Ф (Z ) = 05 +00438 = 05438;
PS’= 05 - Ф (Z ) = 05 – 00438 = 04562.
Процент з’єднань з натягом:
Процент з’єднань з зазором:
2.6. Розрахунок параметрів перехідної посадки мм:
TD = ES – EI = 0006 – (–0048) = 0054;
TS (N) = TD + Td = 0054 + 0035 = 0089.
3. Схема розміщення полів допусків перехідної посадки
Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких
циліндричних виробів
1. Призначення та область застосування граничних калібрів
У виробництві особливо масовому і крупно серійному контроль деталей часто здійснюється калібрами і шаблонами.
Робочі калібри використовуються для контролю деталей на робочих місцях у процесі їх виготовлення (ПР - прохідний робочий; НЕ - непрохідний робочий). Контрольні калібри використовують для контролю або регулювання робочих калібрів ( К - ПР - контрольний калібр для прохідного робочого калібра; К - НЕ - контрольний калібр для непрохідного робочого калібра; К - U - контрольний калібр для контролю спрацювання прохідної сторони робочого калібра).
ГОСТ 24853 - 81 ( СТ РЕВ 157 - 75 ) на гладенькі калібри встановлює такі допуски на виготовлення: Н - робочих калібрів (пробок ) для отворів; Н1 - калібрів ( скоб ) для вала; НР - контрольних калібрів для скоб. Для прохідних калібрів які в процесі контролю спрацьовуються крім допуску на виготовлення передбачаються допуски спрацювання.
Калібри і контркалібри характеризуються номінальними і виконавчими розмірами.
2. Розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібрів для перехідної посадки
2.1. Розрахунок калібра скоби:
Z1 = 8 мкм; Y1 = 6 мкм; H1 = 10 мкм; HP = 4 мкм.
HEmin = dmin – (H1 2) = 117965 – (001 2) = 11796 мм.
2.2. Розрахунок контркалібрів.
K – HEmin = dmin – (HP 2) = 117965 – (00042) = 117963 мм.
2.3. Виконавчі розміри контркалібрів.
K – ПР = 117994-0004;
K – HЕ = 117967-0004;
K – U = 118008-0004.
2.4. Розрахунок виконавчих розмірів калібру – пробки для контролю отворів.
Z1 = 5 мкм; H1 = 6 мкм;
Y1 = 4 мкм; H = 6 мкм.
HEmin = Dmax – (H 2) = 118006 – (0006 2) = 118003 мм.
Граничний розмір виконавчого калібра.
ПРзн = Dmin – Y1 = 117952 – 0004 = 117948 мм.
Розміри на кресленні:
Розрахунок розмірних ланцюгів
1. Основні положення теорії розмірних ланцюгів
В будь - якій конструкції машини або механізму окремі деталі зв’язані між собою взаємним розміщенням розмірами та допусками на них. Вказаний зв’язок регламентується розмірними ланцюгами.
Розмірний ланцюг - сукупність взаємозв’язаних розмірів які утворюють замкнутий контур та визначають взаємне розміщення поверхонь (або осей) однієї або декількох деталей.
Однією з основних властивостей розмірного ланцюга є його замкнутість яка і визначає взаємозв’язок розмірів деталей які входять в розмірний ланцюг.
Кожний з розмірів який утворює розмірний ланцюг називається ланкою. Серед ланок розмірного ланцюга розрізняють одну замикаючу ланку а інші - складові.
Замикаюча ланка розмірного ланцюга AΣ безпосередньо не виконується а утворюється автоматично в результаті виконання всіх ланок.
По відношенню до замикаючої ланки складові ланки діляться на збільшуючі із збільшенням яких вихідна ланка збільшується та зменшуюча при збільшенні яких вихідна ланка зменшується.
Вид ланки (збільшуюча або зменшуюча) можна встановити використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схему розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки.
Формулювання задачі:
На рис. 6.1. зображено вузол привода сепаратора на валу 2 якого розміщеного в підшипниках кочення 24 розташованих в корпусі 1 розміщені подвійний блок зубчастих коліс 4.
Згідно з технічними вимогами до вузла що розглядається необхідно щоб сумарний осьовий зазор між підшипником 24 і кришкою 10 знаходився в межах - 03 07 мм.
Необхідно визначити допуски та граничні відхилення на розміри тих деталей які визначають величину осьового зазору.
2. Схема розмірного ланцюга
рис. 6.1. – Привод сепаратора
3. Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму - мінімуму
3.1. Аналіз конструкції показує що вихідною ланкою є осьовий зазор який залежить від розміра підшипника А4 зубчастого колеса А6 та розмірів А1 А2А5 і А7 .
3.2. Будуємо схему розмірного ланцюга ( Рис. 6.1 ).
3.3. Задаємо направлення обходу по контуру і визначаємо зменшуючі та збільшуючі ланки :
3.4. Згідно з заданими технічними умовами AΣ= тому можна записати AΣma AΣmin = 04 мм. Тобто номінальне значення вихідної ланки AΣ=055. Допуск на розмір вихідної ланки ТΣ = AΣmax – AΣmin = 085–04 = 125мм.
3.5. Складаємо рівняння розмірного ланцюга:
AΣ + A1 + A3 + A4 + A5 + A6 + A7– A 2 = 0.
3.6. з конструктивних міркувань прийнято що
A1 = m A1(кр) = 6 3 = 18 мм; A2 = m A2(кр) = 6 121108 = 72665 мм;
A3 = m A3(кр) = 6 2 = 12 мм; A4 = m A4(кр) = 6 7 = 42 мм;
A5 = m A5(кр) = 6 6 = 36 мм; A6 = m A6(кр) = 6 20 = 120 мм;
A7 = m A7(кр) = 6 83 = 498 мм.
Підставляємо прийняті значення розмірів в основне рівняння і дістанемо:
AΣ + A1 + A3 + A4 + A5 + A6 + A7– A 2 =
= 055 + 18 + 12 + 42 + 36 + 120 + 498 – 72665 = 0.
Отже вимога основного рівняння виконана.
Приймаємо що допуск вихідної ланки будемо розподіляти між складовими ланками користуючись методом рівного ступеня точності.
3.7. Визначаємо число одиниць допуску
3.8. По табл. 2 [4 ст.14] вибираємо найближче менше число одиниць допуску а = 16 що відповідає 7 квалітету.
3.9. По стандарту СТ РЕВ 144-75 призначаємо допуски на всі складові розміри по 7 квалітету
ТA1 = 18 мкм; ТA2 = 63 мкм;
ТA3 = 18 мкм; ТA4 = 25 мкм;
TA5 = 25 мкм; TA6 = 35 мкм;
3.10. Перевіряємо правильність призначення допусків за формулою:
(18 + 63 + 18 + 25 + 25 + 35 + 63) ≤ 330;
Отже умова виконується.
3.11. Згідно з рекомендаціями [2 ст. 25] призначаємо відхилення на всі складові розміри. Зокрема на розмір A2 як на ступінчастий відхилення буде симетричним а всі інші розміри як на основний вал тобто в “мінус” тоді:
A1 = 18 – 0018; A2 = 72665 00315;
A3 = 12 – 0018; A4 = 42 – 0025;
A5 = 36 – 0025; A6 = 120 – 0035;
3.12. Розраховуємо середні відхилення полів допусків замикаючої та складових ланок за формулою:
3.13. Перевіряємо правильність призначення відхилень за формулою:
–00075 = 00075 –(0 – 00075 – 00125 – 00125 – 00175 – 00315);
Отже умова не виконується і тому доцільно ввести “залежну” ланку.
3.14. Нехай залежною ланкою буде A7. Тоді зберігаємо прийняті вище відхилення для всіх ланок крім ланки A7. Враховуючи що ланка A7 – зменшуюча її середнє відхилення визначаємо за формулою:
= EС7 = 00075 – (0 – 00075 – 00125 – 00125 – 00175) + 0015=
3.15. Граничні відхилення залежної ланки визначаються за формулами:
= 00755 + ( –00315 2 ) = 005975;
= 00755 – ( –00315 2 ) = 009125.
Таким чином можна записати що
Перевіримо ще раз правильність призначення відхилень за формулою:
–0015 = 00075 – (0 – 00075 – 00125 – 00125 – 00175+ 00755);
Таким чином виконані розрахунки дозволили уточнити номінальні значення всіх розмірів які входять у розмірний ланцюг і обрунтовано призначити на них допуски та граничні відхилення.
Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення
1. Призначення та вибір посадок підшипників кочення
Підшипники кочення - найбільш поширені стандартні вироби без яких неможлива робота практично жодної машини. Якість підшипників довговічність і надійність їх роботи залежить від точності приєднувальних розмірів - зовнішнього діаметру D1 зовнішнього кільця і внутрішнього діаметру d внутрішнього кільця а також від точності тіл кочення складання радіального і торцевого биття. Відхилення приєднувальних розмірів D і d кілець підшипників наведені в [2 с.806; табл. 4.70 4.75] дод.7. Вибір посадок кілець підшипників кочення визначається характером їх навантаження. При цьому розрізняють такі види навантаження кілець: місцеве циркуляційне і коливальне рис.7.1.
Місцеве навантаження характеризується постійним по величині і напрямку радіальним навантаженням що передається нерухомому кільцю. Отже під навантаженням знаходиться обмежена ділянка поверхні кільця рис.7.1 а.
При циркуляційному навантаженні постійне по величині і напрямку навантаження передається обертаючому кільцю або обертаюче навантаження сприймається нерухомим кільцем. В цьому випадку послідовно буде навантажена вся поверхня кільця рис.7.1 б.
Коливальне навантаження відбувається коли на кільце діє постійне по величині і напрямку навантаження Рn в поєднанні з обертаючим навантаженням Pв рис.7.1 в. Отже виникає обертаюче знакозмінне навантаження що сприймається певною ділянкою поверхні кільця. В окремих випадках при певному співвідношенні обертаючого навантаження та постійного можуть виникнути умови що відповідають місцевому або циркуляційному навантаженню.
На рис.7.1 Рn Рв Рp - відповідно постійне по напрямку обертаюче і рівнодіюче навантаження. Поля допусків для встановлення підшипника на вал і в корпус наведені в [1 с.816 табл.4.78 4.79] ; дод.89.
При циркуляційному навантаженні посадки на вал і в корпус вибираються по інтенсивності радіального навантаження РR для посадочної поверхні розраховується із співвідношення:
де R - радіальна реакція опори (Н); b = B - 2r - робоча ширина посадочного місця; В - робоча ширина підшипника (м); r - радіуси скруглення (м); Kn - динамічний коефіцієнт який залежить від характеру навантаження (при помірних поштовхах Kn = 1 при навантаженні до 300% Kn = 18); F - коефіцієнт ослаблювання порожнистого вала або тонкостінного корпусу; FA - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження міх рядами роликів в дворядних конічних підшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження [1 с.817 табл.4.80 4.81]. В прикладах які розглядаються в даних методичних вказівках коефіцієнти F = FA = 1.
Поля допусків вибирають по значенню допустимої інтенсивності PR [1 c.810 табл.4.82]; [дод. 8].
Рекомендації по вибору полів допусків при установленні підшипників на вал або в корпус з урахуванням характеру навантаження крім циркуляційного режиму роботи і типу підшипника наведені в [1 с.821. табл. 4.84] [дод. 9].
2. Розрахунок посадок підшипників кочення.
Вибрати посадку циркуляційно навантаженого кільця радіального однорядного підшипника № 318 класу точності 6.
(d = 90 мм; D = 190 мм; В = 43 мм; r = 5 мм) дод. 10 на обертаючий суцільний вал розрахункова радіальна реакція опори R = 11700 Н. Навантаження є спокійним.
Розраховуємо інтенсивність навантаження:
= 11700 ( ( 43 – 25 ) 10-3 ) 1 1 1 = 355 103 Нм
Такій інтенсивності навантаження по таблиці дод.8 для зовнішнього кільця підшипника відповідає поле допуску K7.
Для внутрішнього кільця підшипника яке має циркулярне навантаження по таблиці дод.9 відповідає поле допуску валу js6.
3 Схема розміщення полів допусків кілець підшипників кочення і з'єднаних з ними деталей (корпус і вал).
Вибір посадок для шпонкових зєднань.
1. Обрунтування вибору посадок для шпонкових з’єднань.
Шпонкові зєднання призначенні для зєднання валів між собою за допомогою спеціальних пристроїв (муфт) а також для зєднання з валами осями різних тіл обертання (зубчатих коліс ексцентриків шківів маховиків).
Стандартизовані шпонкові зєднання з призматичними сегментними і клиновими шпонками. Частіше всього застосовується група ненапружених призматичних і сегментних шпонкових зєднань. Використання призматичних шпонок дає можливість більш точно центрувати спряжені елементи і отримувати як нерухомі так і ковзаючі зєднання.
В шпонкових зєднаннях вибір полів допусків шпонки і шпонкових пазів визначається з конструктивних міркувань.
Якщо матеріал втулки піддається обробці протягуванням або калібруванням то з міркувань економічності вибирають по зовнішньому діаметру D зєднань з прямобічним профілем зубців або по діаметру впадини втулки D1 зєднань з евольвентним профілем зубців.
Поля допусків вала і втулки по центруючому діаметру визначають із умови точності центрування і довговічності.
Шпонки звичайно спряжуються по ширині з валом по нерухомій посадці а з втулками – по одній з рухомих посадок. Натяг необхідний для того щоб шпонка не переміщувалась при експлуатації а зазор – для компенсації уникнення неточності пазів і їх перекосів.
2. Розшифровка позначень посадки.
Основні розміри призматичних шпонок і шпоночних пазів на валах і в втулках приймаємо відповідно до (СТ РЕВ 189 – 75) [5 дод.7. с.197]:
Номінальні розміри шпонки
Радіус заокруглення r або фаска S145°
Граничні відхилення параметра b (ширина шпонки ). Для нормального з’єднання стандартом передбачено [ 1 ст.113 121 ]:
ширина шпонки 32 h9-0062;
ширина паза вала 32 N9-0062;
ширина паза втулки 32 Js9
Приклад умовного позначення призматичної шпонки з розмірами:
ширина шпонки b = 32;
висота шпонки h = 18;
діаметр вала d = 118 мм;
тип з’єднання - нормальне
Шпонка 32 18 90 СТ РЭВ 189-75.
Для шпонкового зєднання масового виробництва вибираємо посадку шпонки .
3. Схема розміщення полів допусків.
Розрахунок та вибір посадок для різьбових з’єднань.
1. Призначення допусків та посадок для різьбових з’єднань.
Вибір вимог до точності виготовлення різьбових зєднань залежить від класу точності: точний середній і грубий. Вимоги до точності розємних нерухомих зєднань випливають із умов згвинчування болта і гайки і міцності.
Різьбова поверхня утворюється при гвинтовому переміщенні плоского контуру певної форми по циліндричній або конічній поверхні.
Різьбові з’єднання застосовуються для кріплень переміщень перетворення руху обертального в поступальний і навпаки герметизації. Різьбові з’єднання застосовуються у машинах приладах інструментах. Понад 60% деталей у машинах мають різьбу.
Всі різьби можна класифікувати по призначенню профілю витків числу заходів направленню обертання контуру.
Різьба метрична для діаметрів 1-600 мм поділяється на різьбу з великим кроком і діаметром 1-68 мм і різьбу з малим кроком діаметром 1-600 мм. Метрична різьба використовується в основному в якості кріпильної для різьбових зєднань. Це пояснюється тим що порівняно з іншими різьбами мають найбільш високий приведений коефіцієнт тертя.
Пониження ККД різьб з малим кроком являється наслідком збільшення роботи сил тертя тому порівняно з різьбою з великим кроком різьби з малим кроком більш надійні від самовідгвинчування метрична різьба з малим кроком рекомендується для різьбових зєднань при малій довжині згвинчування при тонкостінних деталях сконструйованих регулювальних і подібних пристроїв. В випадку використання метричної різьби з малим кроком навіть не велике зусилля достатньо для того щоб гвинти самовільно не відгвинчувались під дією зовнішніх сил.
2. Визначення номінальних та граничних розмірів різьбового з’єднання.
Визначимо номінальні і граничні діаметри деталей різьбового з’єднання:
2.1. Визначаємо крок метричної різьби по [2 ст. 141табл.4.24]
для d = 36 мм крок Р = 2 мм.
Номінальні діаметри з’єднання:
Зовнішній діаметр d D = 36.
Розміри середнього і внутрішнього діаметрів метричної різьби визначаємо по емпіричним формулам вибраним з літератури [2 табл. 4.24.]:
середній діаметр d2 D2:
внутрішній діаметр d1
Граничні відхилення діаметрів зовнішнього і внутрішнього різьби:
а) діаметр зовнішньої різьби:
зовнішній es = - 0038; e
середній es2 = - 0038; e
внутрішній es1 = - 0038
б) діаметр внутрішньої різьби:
середній ES2 = + 0224; EI2 = 0;
внутрішній ES1 = + 0375; EI1 = 0.
2.2. Розраховуємо граничні розміри болта мм :
d1min - не нормується.
2.3. Визначаємо граничні розміри гайки [2 табл.4.29].
Dmin = D + EI = 36 + 0 = 36.
Вибір посадок для шліцьового з’єднання.
1. Обрунтування вибору посадок для шліцьових з’єднань.
Шліцьові з’єднання призначені для передачі крутячих моментів і осьових сил. Порівняно із шпонковими шліцьові з'єднання забезпечують краще центрування і більшу рівномірність розподілу навантажень по висоті зуба шліця передають більші крутні моменти.
Шліцьові з'єднання бувають з прямим евольвентним трикутним профілем.
Розміри елементів шліцьового з'єднання стандартизовані. Шліцьові з’єднання з прямобічним профілем виготовлять за ГОСТ 1139-80 СТ РВ.В 187-75 1 СТ РЕВ 88-75 а з евольвентним - за ГОСТ 6033-60 СТ РЕВ 269-76; СТ РЕВ 268-76; СТ РЕВ 269-76.
Шліцьові з'єднання трикутним профілем широкого поширення не набули.
Основні параметри шліцьового з'єднання з прямобічним профілем показано на рис. 10.1.
Шліцьові з'єднання характеризуються зовнішнім діаметром D внутрішнім діаметром d шириною b шліця числом шліців зубів z. 3'єднання бувають трьох серій : легкої середньої і важкої.
Залежно від експлуатаційних і технологічних вимог центрування вала і втулки досягається одним з трьох методів: за зовнішнім діаметром D; за внутрішнім діаметром d і боковими сторонами b шліців.
Центрування за зовнішнім діаметром D рис. 10.2а рекомендується тоді коли твердість втулки дає змогу обробляти протягуванням. Цей спосіб найбільш простий і економічний.
Центрування за внутрішнім діаметром d рис. 10.2б доцільне коли втулка має високу твердість і точний розмір можна дістати при шліфуванні діаметра d .
Вал обробляють на шліцьошліфувальному верстаті.
Центрування за боковими сторонами шліців рис. 10.2 в не забезпечує точного центрування вала і втулки але дає найрівномірніший розподіл сил між шліцями. Метод центрування рекомендується для з'єднань у механізмах які передають великі крутячі моменти або знакозмінні навантаження. Він забезпечує найменші зазори між боковими поверхнями зубів і западин.
Допуски та посадки. ГОСТ 1139-80 СТ РЕВ 187-75 і СТ РЕВ 88-75 регламентує допуски на розміри D d b. Повний сумарний допуск рис. 10.3 дорівнює сумі похибок розміру форми і розміщень поверхонь. Наприклад:
де - відповідно похибки розмірів форми і розміщень .
Рекомендовані поля допусків втулок : H7 F8 D9 валів: g6 js6 js7 k7 e8 f9 h9 d9 f9.
Стандартом передбачені також рекомендовані поєднання полів попусків валів і втулок які утворюють посадки .
1.1. Приймаємо розміри елементів шліцьового з’єднання.
1.2. Розшифровка позначень посадки.
b - спосіб центрування по боковій поверхні зубців:
z = 20 - число шліців;
d = 102 мм- внутрішній діаметр шліца;
D = 115 мм- зовнішній діаметр шліца;
b = 8 мм - ширина шліца.
Визначаємо розмірні характеристики шліцьового з’єднання.
З’єднання з центруванням по боковим сторонам зубців F8e8.
2. Схема розміщення полів допусків
Допуски циліндричних зубчастих коліс
1. Параметри точності зубчастих коліс
Зубчасті передачі - це складні кінематичні пари які мають ряд призначень а саме: передача крутних моментів зміни напрямку руху; зміни частоти обертання перетворення обертального руху в поступальний і навпаки. Параметри точності регламентують точність окремого колеса та експлуатаційні параметри передачі за ГОСТ 1643 - 81.
Встановлено 12 ступенів точності зубчастих коліс і передач.
Для кожного ступеня точності встановлено норми допустимих відхилень параметрів що визначають кінематичну точність плавність роботи і контакт зубців (норми кінематичної точності плавності роботи і контакту зубців).
2. Види спряжень зубчастих коліс
З метою запобігання заклинювання при перегріві передач забезпеченню умов змащення і обмеженню мертвого ходу при реверсуванні у передачі повинен бути боковий зазор jn (між неробочими профілями зубців спряжених коліс). Передбачено 6 видів спряжень які визначають різні значення jn m В - нормальний; С - зменшений; D - малий; Е - особливо малий; Н - нульовий.
3. Вибір параметрів зубчастого колеса
Для нормальної роботи зубчатого зачеплення приймаємо такі спряження: 8-7-7-В
де: 8 - ступінь по нормам кінематичної точності;
- ступінь точності по нормам плавності;
- ступінь точності по нормам контакту зубців;
В - вид спряження зубців.
Ділильний діаметр d= 228 мм;
Міжосьова відстань а = 260 мм
Приймаємо що m = 4 тоді z = dm = 2284 = 57.
Визначаємо довжину спільної нормалі:
де W1 – довжина спільної нормалі при m=1 мм.
W1 = 1703501 при zn = 6 (2 стор. 360 табл.5.30).
Тоді W = m × W1 = 4 × 17035 = 6814 мкм.
Визначення допуску на середню довжину загальної нормалі:
TWmi = 100 мкм (2 стор. 344 табл.5.21).
Визначення найменшого відхилення середньої довжини загальної нормалі:
EWms = 140 мкм (2 стор. 342 табл. 5.19 ).
EWms = 18 мкм при Fr = 71 мкм.
Fr = 71 - допуск на радіальне биття зубця (2 стор. 317 табл. 5.7 ).
Тоді Еms = - (140 +18) = –158 мкм.
Визначення нижнього відхилення середньої довжини загальної нормалі:
Отже довжина загальної нормалі:
Визначення гарантованого бокового зазору :
jn1 = a (a1 (t1 – 20°) - a2 (t2 – 20°)) 2sina
де а - між осьова відстань;
a1a2 - коефіцієнти лінійного розширення:
a1 = 115 × 10-6 ° С-1 - для стальних коліс;
a2 = 105 × 10-6 ° С-1 - для чавунного корпусу (1 стор. 188 табл. 1.62 );
t1 t2 - граничні температури зубчастого колеса і корпуса відповідно
t1 = 75 °С ; t2 = 50 °С.
jn1 = 260(115 × 10-6 × 55 - 105 × 10-6 × 30) × 0684 = 56464 мкм;
jn2 = (10 30) m = 20 × 4 = 80 мкм;
jn = 56464 + 80 = 136464 мкм;
По (2 стор. 336 табл. 5.17 ) вибираємо jn min = 210 мкм.
jn min = 210мкм ³ jn.
Отже умова виконується: 210> 136464
4. Схема призначення допусків на боковий зазор
jn m Tjn - допуск на боковий зазор.
Допуски и посадки: Справочник В.Д. Мягков М.А. Палей А.В. Романов В.А. Врагинский. Л.: Машиностроение 1982. – ч.1
Допуски и посадки: Справочник В.Д. Мягков М.А. Палей А.В. Романов В.А. Врагинский. Л.: Машиностроение 1983. – ч.2
Якушев А. И. Воронцов Л.Н. Федотов Н.М. Взаимозаменяемость
стандартизация и технические измерения. - М.: Машиностроение 1986.
Дунаев П.Ф. Дедиков О.П. Варламова Л.П.. Допуски и посадки Обоснование выбора. - М.: Высш. школа 1984.
СТ СЭВ 144-75. Единая система допусков и посадок СЭВ. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
СТ СЭВ 368-76. Единая система конструкторской документации. Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей.
СТ СЭВ 638-77. Шероховатость поверхности. Параметры характеристики и обозначения.
ГОСТ 2.105-68. Форма для текстовых конструкторских документов.
Гаврилюк B.. Кукляк М.Л Взаємозамінність стандартизація і технічні вимірювання. – К.: УМК ВО 1990.
Методичні вказівки до самостійної роботи курсового і дипломного проектування з дисципліни “Взаємозамінність стандартизація і технічні вимірювання” “Розрахунок розмірних ланцюгів” А.А. Козлов В.О. Глушич В.А. Дусанюк П.М. Москалюк О.М. Переяславський

Specific2_ris3_var_4.cdw

titul_ris3_var_4.doc

Міністерство освіти та науки України
Вінницький національний технічний університет
Розрахунково - пояснювальна записка
до курсової роботи з дисципліни:
взаємозамінність стандартизація і технічні вимірювання
Розробив: ст. гр. 1ТМ-03
Перевірив: ст. вик. Семичаснова Н.С.
Аналіз роботи механізму та обрунтування призначення посадок5
Розрахунок і вибір посадки з зазором6
1. Призначення посадок з зазором6
2. Розрахунок та вибір посадок з зазором6
3. Схема розміщення полів допусків посадки з зазором8
Розрахунок і вибір нерухомої посадки9
1. Призначення нерухомих посадок9
2. Розрахунок та вибір посадки з натягом9
3. Схема розміщення полів допусків посадки з натягом11
Розрахунок і вибір перехідної посадки12
1. Призначення перехідних посадок12
2. Розрахунок та вибір перехідної посадки12
3. Схема розміщення полів допусків перехідної посадки13
Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких циліндричних виробів14
1. Призначення та область застосування граничних калібрів14
2. Розрахунок виконавчих розмірів калібрів та контркалібрів14
Розрахунок розмірних ланцюгів16
1. Основні положення теорії розмірних ланцюгів16
2. Схема розмірного ланцюга16
3. Розрахунок розмірного ланцюга методом максимума-мінімума17
Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення20
1. Призначення та вибір посадок підшипників кочення20
2. Розрахунок посадок підшипників кочення21
3. Схема розміщення полів допусків кілець підшипників кочення і
з'єднаних з ними деталей (корпус і вал)22
Вибір посадок для шпонкових з'єднань23
1. Обрунтування вибору посадок для шпонкових з’єднань23
2. Розшифровка позначень посадки23
3. Схема розміщення полів допусків для шпонкового з’єднання24
Розрахунок та вибір посадок для різьбових з’єднань25
1. Призначення допусків та посадок для різьбових з’єднань 25
2. Визначення номінальних та граничних розмірів різьбового з’єднання25
Вибір посадок для шліцьового з'єднання27
1. Обрунтування вибору посадок для шліцьових з'єднань25
2. Схема розміщення полів допусків29
Допуски циліндричних зубчатих коліс30
1. Параметри точності зубчатих коліс30
2. Види спряжень зубчатих коліс30
3. Вибір параметрів зубчатого колеса30
4. Схема призначення допусків на боковий зазор31

калибр пробка_ris3_var_4.cdw

поле для калибров_ris3_var_4.cdw

02_A3_Kolesnik_shema.cdw

02_A3_Kolesnik_text.doc

В основу сучасного промислового виробництва покладено масовість. А в умовах масового виробництва широко застосовується спеціалізація і кооперування. Лише таке виробництво здатне задовольняти зростаючі потреби народного господарства підвищити продуктивність праці ефективність і якість вітчизняним та зарубіжним зразкам. Якість — це сукупність властивостей і показників які визначають придатність виробу задовольняти вимоги народного господарства чи населення.
Крім того якість — це відповідність вимогам стандарту креслення або технічним вимогам.
Підвищення якості машин і механізмів можливе на основі принципів взаємозамінності стандартизації і при впроваджені прогресивних методів і засобів контролю в машинобудуванні.
Мета дисципліни “Взаємозамінність стандартизація та технічні вимірювання” — вивчення основ взаємозамінності стандартизації та метрології здобуття навичок використання і дотримання вимог стандартів виконання розрахунків з вибору посадок типових спряжень метрологічного забезпечення при виготовлені машин.
Аналіз роботи механізму та обрунтування призначення посадок
Аналіз роботи вузла коробки швидкостей
Вал-шестерня 3 що змонтовано у корпусі 1 за допомогою підшипників ковзання 10 та 23 отримує обертальний рух від електродвигуна через шків 25 за допомогою клинопасової передачі. Шків 25 встановлено на конічному кінці валу-шестерні 3 за допомогою шпонки. Окрім шківа 25 на валу-шестерні 3 встановлена з натягом шестерня 26. Вал 2 що розміщений в корпусі на конічних роликових підшипниках 22 сприймає кружний момент за допомогою подвійного рухомого блоку 4 що розташований на шліцьовій ділянці валу 2. З’єднуючи попарно подвійний зубчатий блок 4 з шестернею 26 або валом-шестернею 3 вал 2 одержуватиме різні частоти обертання. Окрім зубчатого блоку 4 на валу 2 також встановлене за допомогою шпонки зубчате колесо 5 та з натягом – шестерня 8. Величиною ланок АS1 і АS2 забезпечується якісне функціонування приводу сепаратора.
Обрунтування призначення посадок.
Кришка 24 та 12 з’єднана з корпусом 1 по посадці з зазором Н7d9 для зручності демонтажу кришки.
Зубчасте колесо 5 посаджено на вал 2 з перехідною посадкою N6h6 за допомогою шпонки з посадкою Н9h9 для забезпечення роз’ємного і точно центрованого з’єднання.
Роликові підшипники 22 розміщені на валу 2 з перехідною посадкою L0js6 а верхнє кільце посаджено в корпус 1 з зазором K7l0.
Шків 25 посаджено на вал-шестерню3 з натягом Н7u7.
Шестерня 8 посаджено на вал 2 з натягом H7u7.
Втулки 15 та 16 розташовані на валу 3 посадкою з зазором Н7е7 для забезпечення рухомості з’єднання.
Підшипник ковзання 10 посаджено на вал 8 з зазором H7d8.
Блок зубчастих коліс 4 встановлений на валу 2 за допомогою шліцьового з’єднання з центруванням по боковим поверхням зубців для забезпечення передачі великих крутних моментів.
Розрахунок і вибір посадок з зазором
1. Призначення посадок з зазором
Посадки з зазором застосовуються для рухомих і нерухомих з’єднань. В рухомих з’єднаннях зазор служить забезпечення свобідного переміщення розміщення шару мастила компенсації температурних деформацій. А також компенсації відхилення форм та розміщення поверхонь похибки складання і т.п. Для найбільш відповідальних з’єднань які повинні працювати в умовах рідинного тертя зазори розраховують на основі гідродинамічного тертя. У випадках коли допускається робота з’єднання в умовах напіврідинного напівсухого та сухого тертя вибір посадок частіше всього відбувається у відповідності з відомими посадками та добре працюючих з’єднань. При цьому необхідно вносити поправки з урахуванням конкретних особливостей параметрів та умов роботи з’єднання.
У нерухомих з’єднаннях посадки з зазором застосовуються для забезпечення вільного збирання деталей (здебільшого змінних). х відносна нерухомість забезпечується допоміжним кріпленням шпонками гвинтами болтами штифтами і т.п. Вибір посадки для нерухомого з’єднання відбувається таким чином щоб найменший зазор забезпечував компенсацію відхилення форм та розміщення спряжених поверхонь якщо вони не обмежуються полями допусків розмірів цих поверхонь. Крім того найменший зазор повинен включати якщо необхідно запас на регулювання взаємного розміщення деталей в складі їх центрування і т.п. а також запас на вільне входження однієї деталі в іншу що особливо важливо в умовах автоматичного збирання. Найбільший зазор в посадках нерухомих з’єднань розраховується з допустимого ексцентриситету е або зміщення вісі (площин симетрії) спряжених деталей який може бути обмежений або вимогами до точності механізму або для зменшення динамічної дії (вібрації ударів і т.п.).
Найбільш відповідальними рухомими з’єднаннями є підшипники кочення які працюють в умовах рідинного тертя. Тому для з’єднань необхідно розраховувати зазори.
2. Розрахунок та вибір посадки з зазором
2.1. Визначаємо середній питомий тиск Р (Нм2) в підшипнику за формулою:
де R- навантаження на підшипник (Н) l – довжина з’єднання вала і отвору (м) dH – номінальний діаметр з’єднання (м).
2.2. Визначаємо допустиму мінімальну товщину мастильного шару [hmin] за формулою:
[ hmin ] = K × (4RaD + 4Rad + g ).
де К=2 – коефіцієнт запасу надійності по товщині мастильного шару;
= 2мкм – добавка на нерозривність мастильного шару;
RaD = 12 мкм Rad = 04 мкм
[ hmin ] = 2 × (4 × 04 + 4 × 04 + 2 ) = 104 × 10-6 м.
2.3. Задаємось робочою температурою підшипника. Робоча температура підшипника повинна бути не вищою 60..75°С. Для попередніх розрахунків tn= 50 °С.
Відповідно з прийнятою температурою tn і маркою мастила визначається його динамічна в’язкість:
де mтаб.- динамічна в’язкість при tn= 50 °С по додатку 2.
Марка масла И-20. mтаб = 20 × 10-3 Н×см2.
2.4. Розраховуємо значення коефіцієнта Аh по формулі:
де w - кутова швидкість валу (с-1 ).
Значення Аh приймаємо тому що воно входить в задані межі: Аh = 008 064.
2.5. По графіку рис.1.27 [1 ст.288] використовуючи значенням Аh=052 (горизонтальна пряма) і співвідношення (крива графіка) знаходимо точки перетину прямої з кривою графіка. Цим точкам перетину на горизонтальній осі відповідають відносні ексцентриситети Cmin і Cmax. В нашому випадку Cmin 03 тобто першої точки немає. Визначаємо значення Ах при Х=03.
Ах = 038 при Х = 03 .
2.6. По графіку рис.1.27 [1 ст.288] і значенню Аh =052 знаходимо максимальний відносний ексцентриситет Cmax=05. Визначаємо максимальний допустимий зазор:
2.7. Розраховуємо оптимальний зазор:
Хопт = 055 Аопт = 041.
2.8. Вибираємо із таблиць допусків і посадок всі стандартні посадки які задовольняють основну умову вибору посадок за [Smin] i [Smax].
Вибираємо посадку 54
2.9. Визначаємо поля допусків посадки:
Н6: ES = 19 мкм; f6: es = – 30 мкм;
EI = 0 мкм; ei = – 49 мкм.
2.10. Розрахунок параметрів посадки з зазором мм:
Визначаємо граничні розміри отвору і вала
Визначаємо допуск розміру
Визначаємо максимальний та мінімальні зазори
Визначаємо допуск зазору
TS = TD + Td = 0019 + 0019 = 0038.
3. Схема розміщення полів допусків посадки з зазором
Розрахунок і вибір нерухомої посадки
1. Призначення нерухомих посадок
Посадки з натягом застосовуються для одержання нерухомих з’єднань як правило без додаткового кріплення гвинтами штифтами шпонками і т.п. Відносна нерухомість у цих посадках досягається за рахунок напружень виникаючих в матеріалах спряжених деталей в наслідок дій деформацій їх контактних поверхонь. При інших рівних умов напруження пропорційні натягу. В більшості випадках посадки з натягом особливо при відносно великих натягах або в з’єднаннях деталей виготовлених з легких сплавів та пластмас виникають упруго-пластичні деформації (пластичні деформації в одній або обох деталях розповсюджується не на всю площину матеріалу) або пластичні деформації що розповсюджуються на всю площину матеріалу. Застосування таких посадок в багатьох випадках можливе і оправдане.
На відміну від інших способів забезпечення нерухомості деталей з’єднані при передачі навантажень посадки з натягом дозволяють спростити конструкцію та зборку деталей та забезпечують високу ступінь центрування. У деяких випадках при передачі великих обертових моментів або при наявності дуже великих зсуваю сих сил в з’єднані з натягом додатково застосовуються з’єднувальні деталі.
При одноковому натягу надійність залежить від матеріалу та розмірів деталей шорсткості спряжених поверхонь способів з’єднання деталей форми та розмірів центруючих фасок змащення та швидкості запресування умов нагріву або охолодження і т.п.
Розрахунок посадок з натягом виконується з метою забезпечення двох основних умов: гарантувати нерухомість з’єднання тобто відсутність зміщення з’єднаних деталей тобто виключити можливість їх пластичної обробки.
2. Розрахунок та вибір посадки з натягом
2.1. Розраховуємо найменший питомий тиск:
[Pmin] = 2Мк (p × dH2 × l × f)
де f = 0.1 – коефіцієнт тертя.
[Pmin] = 2 × 350 (314 × (72×10-3)2 × 90×10-3 × 01) = 4775 × 106 Н м2
2.2. Знаходимо найменший розрахунковий натяг Nmin.
Попередньо розраховуємо коефіцієнти С1 і С2.
C1 = 1 + mD C2 = 1 – md
mD = md = 03 – коефіцієнт Пуассона.
С1 = 1 + 03 = 13 ; С2 = 1 – 03 = 07.
Nmin = [Pmin] × dH × ((C1 + C2) E)
де Е – модуль пружності матеріалу.
Nmin = 4775×106 × 72×10-3 ×((13 + 07) 2 × 1011) = 344×10-6 м.
2.3. Розраховуємо мінімальний допустимий натяг:
[Nmin] = Nmin + g ш + gt
де gш – поправка яка враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з’єднань gш = 12 × (4RаD + 4Rаd).
RаD Rаd – висота мікронерівностей профілю по десяти точках відповідно поверхонь отвору і валу.
gш = 12 × (4 × 12 + 4 × 12) = 1152 мкм = 1152 × 10-6 м.
gt – поправка яка враховує відмінність температури деталей td tD температури складання tСК.
Оскільки tСК = 200 С gt = 0.
Тоді Nmin = 344 + 1152 = 1498 мкм = 1498×10-6 м.
2.4. Знаходимо максимально допустимий питомий тиск [Pmах] для чого визначаємо Р1 і Р2:
Р1 = 058 × sТ1 × [1 – (d1 dH)2] = 058 × 32 × 108 = 1856 × 107 H м2.
Р2 = 058 × sТ2 × [1 – (dН d2)2] = 058 × 32 × 108 = 1856 × 107 H м2.
Для подальших розрахунків беремо значення [Рmax] = 1856 × 107 H м2.
Nmax =[Pmax] × dH × ((C1 + C2) E) = 1856 × 107 × 72×10-3 × ((13 + 07) 2 × 1011)=
2.5. Визначаємо максимально допустимий натяг:
[Nmax] = Nmax × gуд + gш – gn
де gуд – коефіцієнт збільшення питомого тиску на торцях охоплюючої деталі.
gn = 0 – коефіцієнт повторних запресувань.
[Nmax] = 1336 × 092 + 1152 – 0 = 134 × 10-6 м.
2.6. Вибираємо із таблиць допусків і посадок всі стандартні посадки які задовольняють умови вибору посадок за [Nmin] i [Nmax].
Вибираємо посадку 72
2.7. Розраховуємо зусилля запресування:
Rn = fn × Pmax × p × dH × l
де fn = 12 × f = 12 × 01 = 012 – коефіцієнт тертя при запресуванні;
Рmах – питомий тиск при максимальному натягу Nmax:
Rn = fn×Pmax×p×dH×l = 012 × 6905 × 314 × 72×10-3 × 90×10-3 = 168 H.
2.8. Розрахунок параметрів посадки з натягом мм:
Визначаємо допуск розміру
Визначаємо максимальний та мінімальні натяги
Визначаємо допуск натягу
TN = TD + Td = 003 + 0019 = 0039.
3. Схема розміщення полів допусків посадки з натягом
Розрахунок і вибір перехідної посадки
1. Призначення перехідних посадок
Перехідні посадки застосовуються для нерухомих но роз’ємних з’єднань вимагаючих по характеру роботи точного центрування деталей або вузлів. Часто ці з’єднання використовуються з допоміжним кріпленням. Характерна особливість перехідних посадок - можливість одержання незначних зазорів або натягів. Натяги в перехідних посадках маю відносно малу величину і рідко вимагають перевірки на міцність за винятком окремих тонкостінних деталей. Ці натягу недостатні для передачі з’єднанням значних крутячих моментів та зусиль. К тому же отримання натягу в кожному з отриманих з’єднаннях без попереднього сортування деталей не гарантовано. Тому перехідні посадки застосовують з додатковим крепленням з’єднувальних деталей шпонками штифтами гвинтами і т.п. ноді ці посадки застосовують без додаткового кріплення наприклад коли зсуваючи сили дуже малі при значній довжіні з’єднання якщо відносна нерухомість деталей в з’єднанні не є обов’язковою умовою їх якісної роботи і т.п.
Зазори в окремих випадках які виникають в перехідних посадках також відносно малі що перешкоджає значному зміщенню (ексцентриситет) з’єднувальних деталей.
Поля допусків для перехідних посадок утворюють щільний ряд і значно перекривають друг друга. Це полегшує вибір посадок для з’єднань які чутливі до зміни натягів та зазорів. Однак в умовах одного підприємства або галузі кількість застосованих перехідних посадок можливо скоротити.
Стандартні поля допусків для перехідних посадок дуже широко застосовують для посадочних поверхонь валів і корпусів з’єднаних підшипниками кочення в силу особливого розміщення полів допусків кілець відмінні від загальних перехідних посадок.
2. Розрахунок та вибір перехідної посадки
Розраховуємо очікувані при складанні ймовірності натягу та зазору в посадці
2.1. Визначаємо максимальні зазори та натяги:
TD = ES – EI = -14 – (–33) = 19 мкм;
Td = es – ei = 0 – (–13) = 13 мкм.
2.2. Знаходимо середнє квадратичне відхилення натягу (зазору):
2.3. Розраховуємо границю інтегрування ( при N = 0 ):
2.4. З таблиці ( 1 табл. 1.1 ) по розрахунковому Z:
2.5. Визначаємо ймовірність натягів і зазорів:
PN’= 05 + Ф (Z ) = 05 +0499995 = 0999995;
PS’= 05 - Ф (Z ) = 05 – 0499995 = 0000005.
Процент з’єднань з натягом:
Процент з’єднань з зазором:
2.6. Розрахунок параметрів перехідної посадки мм:
TD = ES – EI = -0014 – (–0033) = 0054;
Визначаємо максимальний зазор та натяг
TS (N) = TD + Td = 0054 + 0013 = 0067.
Перевірка не виконується тому що задана посадка не є перехідною.
3. Схема розміщення полів допусків перехідної посадки
Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких
циліндричних виробів
1. Призначення та область застосування граничних калібрів
У виробництві особливо масовому і крупно серійному контроль деталей часто здійснюється калібрами і шаблонами.
Робочі калібри використовуються для контролю деталей на робочих місцях у процесі їх виготовлення (ПР - прохідний робочий; НЕ - непрохідний робочий). Контрольні калібри використовують для контролю або регулювання робочих калібрів ( К - ПР - контрольний калібр для прохідного робочого калібра; К - НЕ - контрольний калібр для непрохідного робочого калібра; К - U - контрольний калібр для контролю спрацювання прохідної сторони робочого калібра).
ГОСТ 24853 - 81 ( СТ РЕВ 157 - 75 ) на гладенькі калібри встановлює такі допуски на виготовлення: Н - робочих калібрів (пробок ) для отворів; Н1 - калібрів ( скоб ) для вала; НР - контрольних калібрів для скоб. Для прохідних калібрів які в процесі контролю спрацьовуються крім допуску на виготовлення передбачаються допуски спрацювання.
Калібри і контркалібри характеризуються номінальними і виконавчими розмірами.
2. Розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібрів для перехідної посадки
2.1. Розрахунок калібра скоби:
Z1 = 8 мкм; Y1 = 6 мкм; H1 = 10 мкм; HP = 4 мкм.
HEmin = dmin – (H1 2) = 117965 – (001 2) = 11796 мм.
2.2. Розрахунок контркалібрів.
K – HEmin = dmin – (HP 2) = 117965 – (00042) = 117963 мм.
2.3. Виконавчі розміри контркалібрів.
K – ПР = 117994-0004;
K – HЕ = 117967-0004;
K – U = 118008-0004.
2.4. Розрахунок виконавчих розмірів калібру – пробки для контролю отворів.
Z1 = 5 мкм; H1 = 6 мкм;
Y1 = 4 мкм; H = 6 мкм.
HEmin = Dmax – (H 2) = 118006 – (0006 2) = 118003 мм.
Граничний розмір виконавчого калібра.
ПРзн = Dmin – Y1 = 117952 – 0004 = 117948 мм.
Розміри на кресленні:
Розрахунок розмірних ланцюгів
1. Основні положення теорії розмірних ланцюгів
В будь - якій конструкції машини або механізму окремі деталі зв’язані між собою взаємним розміщенням розмірами та допусками на них. Вказаний зв’язок регламентується розмірними ланцюгами.
Розмірний ланцюг - сукупність взаємозв’язаних розмірів які утворюють замкнутий контур та визначають взаємне розміщення поверхонь (або осей) однієї або декількох деталей.
Однією з основних властивостей розмірного ланцюга є його замкнутість яка і визначає взаємозв’язок розмірів деталей які входять в розмірний ланцюг.
Кожний з розмірів який утворює розмірний ланцюг називається ланкою. Серед ланок розмірного ланцюга розрізняють одну замикаючу ланку а інші - складові.
Замикаюча ланка розмірного ланцюга AΣ безпосередньо не виконується а утворюється автоматично в результаті виконання всіх ланок.
По відношенню до замикаючої ланки складові ланки діляться на збільшуючі із збільшенням яких вихідна ланка збільшується та зменшуюча при збільшенні яких вихідна ланка зменшується.
Вид ланки (збільшуюча або зменшуюча) можна встановити використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схему розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки.
Формулювання задачі:
На рис. 6.1. зображено вузол привода сепаратора на валу 2 якого розміщеного в підшипниках кочення 24 розташованих в корпусі 1 розміщені подвійний блок зубчастих коліс 4.
Згідно з технічними вимогами до вузла що розглядається необхідно щоб сумарний осьовий зазор між підшипником 24 і кришкою 10 знаходився в межах - 03 07 мм.
Необхідно визначити допуски та граничні відхилення на розміри тих деталей які визначають величину осьового зазору.
2. Схема розмірного ланцюга
рис. 6.1. – Привод сепаратора
3. Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму - мінімуму
3.1. Аналіз конструкції показує що вихідною ланкою є осьовий зазор який залежить від розміра підшипника А4 зубчастого колеса А6 та розмірів А1 А2А5 і А7 .
3.2. Будуємо схему розмірного ланцюга ( Рис. 6.1 ).
3.3. Задаємо направлення обходу по контуру і визначаємо зменшуючі та збільшуючі ланки :
3.4. Згідно з заданими технічними умовами AΣ= тому можна записати AΣma AΣmin = 017 мм. Тобто номінальне значення вихідної ланки AΣ=055. Допуск на розмір вихідної ланки ТΣ = AΣmax – AΣmin = 067–017 = 05мм.
3.5. Складаємо рівняння розмірного ланцюга:
AΣ + A1 + A3 + A4 + A5 + A6 + A7– A 2 = 0.
3.6. з конструктивних міркувань прийнято що
A1 = m A1(кр) = 2 9 = 18 мм; A2 = m A2(кр) = 2 363225= 72645 мм;
A3 = m A3(кр) = 2 6 = 12 мм; A4 = m A4(кр) = 2 21 = 42 мм;
A5 = m A5(кр) = 2 18 = 36 мм; A6 = m A6(кр) = 2 60 = 120 мм;
A7 = m A7(кр) = 2 83 = 249 мм.
Підставляємо прийняті значення розмірів в основне рівняння і дістанемо:
AΣ + A1 + A3 + A4 + A5 + A6 + A7– A 2 =
= 045 + 18 + 12 + 42 + 36 + 120 + 498 – 72645 = 0.
Отже вимога основного рівняння виконана.
Приймаємо що допуск вихідної ланки будемо розподіляти між складовими ланками користуючись методом рівного ступеня точності.
3.7. Визначаємо число одиниць допуску
3.8. По табл. 2 [4 ст.14] вибираємо найближче менше число одиниць допуску а = 25 що відповідає 8 квалітету.
3.9. По стандарту СТ РЕВ 144-75 призначаємо допуски на всі складові розміри по 8 квалітету
ТA1 = 33 мкм; ТA2 = 97 мкм;
ТA3 = 27 мкм; ТA4 = 39 мкм;
TA5 = 39 мкм; TA6 = 63 мкм;
3.10. Перевіряємо правильність призначення допусків за формулою:
(33 + 97 + 27 + 39 + 39 + 63 +72) ≤ 500;
Отже умова виконується.
3.11. Згідно з рекомендаціями [2 ст. 25] призначаємо відхилення на всі складові розміри. Зокрема на розмір A2 як на ступінчастий відхилення буде симетричним а всі інші розміри як на основний вал тобто в “мінус” тоді:
A1 = 18 – 0018; A2 = 72645 00315;
A3 = 12 – 0018; A4 = 42 – 0025;
A5 = 36 – 0025; A6 = 120 – 0035;
3.12. Розраховуємо середні відхилення полів допусків замикаючої та складових ланок за формулою:
3.13. Перевіряємо правильність призначення відхилень за формулою:
–00075 = 00075 –(0 – 00075 – 00125 – 00125 – 00175 – 00315);
Отже умова не виконується і тому доцільно ввести “залежну” ланку.
3.14. Нехай залежною ланкою буде A7. Тоді зберігаємо прийняті вище відхилення для всіх ланок крім ланки A7. Враховуючи що ланка A7 – зменшуюча її середнє відхилення визначаємо за формулою:
= EС7 = 00075 – (0 – 00075 – 00125 – 00125 – 00175) + 0015=
3.15. Граничні відхилення залежної ланки визначаються за формулами:
= 00755 + ( –00315 2 ) = 005975;
= 00755 – ( –00315 2 ) = 009125.
Таким чином можна записати що
Перевіримо ще раз правильність призначення відхилень за формулою:
–0015 = 00075 – (0 – 00075 – 00125 – 00125 – 00175+ 00755);
Таким чином виконані розрахунки дозволили уточнити номінальні значення всіх розмірів які входять у розмірний ланцюг і обрунтовано призначити на них допуски та граничні відхилення.
Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення
1. Призначення та вибір посадок підшипників кочення
Підшипники кочення - найбільш поширені стандартні вироби без яких неможлива робота практично жодної машини. Якість підшипників довговічність і надійність їх роботи залежить від точності приєднувальних розмірів - зовнішнього діаметру D1 зовнішнього кільця і внутрішнього діаметру d внутрішнього кільця а також від точності тіл кочення складання радіального і торцевого биття. Відхилення приєднувальних розмірів D і d кілець підшипників наведені в [2 с.806; табл. 4.70 4.75] дод.7. Вибір посадок кілець підшипників кочення визначається характером їх навантаження. При цьому розрізняють такі види навантаження кілець: місцеве циркуляційне і коливальне рис.7.1.
Місцеве навантаження характеризується постійним по величині і напрямку радіальним навантаженням що передається нерухомому кільцю. Отже під навантаженням знаходиться обмежена ділянка поверхні кільця рис.7.1 а.
При циркуляційному навантаженні постійне по величині і напрямку навантаження передається обертаючому кільцю або обертаюче навантаження сприймається нерухомим кільцем. В цьому випадку послідовно буде навантажена вся поверхня кільця рис.7.1 б.
Коливальне навантаження відбувається коли на кільце діє постійне по величині і напрямку навантаження Рn в поєднанні з обертаючим навантаженням Pв рис.7.1 в. Отже виникає обертаюче знакозмінне навантаження що сприймається певною ділянкою поверхні кільця. В окремих випадках при певному співвідношенні обертаючого навантаження та постійного можуть виникнути умови що відповідають місцевому або циркуляційному навантаженню.
На рис.7.1 Рn Рв Рp - відповідно постійне по напрямку обертаюче і рівнодіюче навантаження. Поля допусків для встановлення підшипника на вал і в корпус наведені в [1 с.816 табл.4.78 4.79] ; дод.89.
При циркуляційному навантаженні посадки на вал і в корпус вибираються по інтенсивності радіального навантаження РR для посадочної поверхні розраховується із співвідношення:
де R - радіальна реакція опори (Н); b = B - 2r - робоча ширина посадочного місця; В - робоча ширина підшипника (м); r - радіуси скруглення (м); Kn - динамічний коефіцієнт який залежить від характеру навантаження (при помірних поштовхах Kn = 1 при навантаженні до 300% Kn = 18); F - коефіцієнт ослаблювання порожнистого вала або тонкостінного корпусу; FA - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження міх рядами роликів в дворядних конічних підшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження [1 с.817 табл.4.80 4.81]. В прикладах які розглядаються в даних методичних вказівках коефіцієнти F = FA = 1.
Поля допусків вибирають по значенню допустимої інтенсивності PR [1 c.810 табл.4.82]; [дод. 8].
Рекомендації по вибору полів допусків при установленні підшипників на вал або в корпус з урахуванням характеру навантаження крім циркуляційного режиму роботи і типу підшипника наведені в [1 с.821. табл. 4.84] [дод. 9].
2. Розрахунок посадок підшипників кочення.
Вибрати посадку циркуляційно навантаженого кільця радіального однорядного підшипника № 312 класу точності 6.
(d = 90 мм; D = 190 мм; В = 43 мм; r = 5 мм) дод. 10 на обертаючий суцільний вал розрахункова радіальна реакція опори R = 11700 Н. Навантаження є спокійним.
Розраховуємо інтенсивність навантаження:
= 11700 ( ( 43 – 25 ) 10-3 ) 1 1 1 = 355 103 Нм
Такій інтенсивності навантаження по таблиці дод.8 для зовнішнього кільця підшипника відповідає поле допуску K7.
Для внутрішнього кільця підшипника яке має циркулярне навантаження по таблиці дод.9 відповідає поле допуску валу js6.
3 Схема розміщення полів допусків кілець підшипників кочення і з'єднаних з ними деталей (корпус і вал).
Вибір посадок для шпонкових зєднань.
1. Обрунтування вибору посадок для шпонкових з’єднань.
Шпонкові зєднання призначенні для зєднання валів між собою за допомогою спеціальних пристроїв (муфт) а також для зєднання з валами осями різних тіл обертання (зубчатих коліс ексцентриків шківів маховиків).
Стандартизовані шпонкові зєднання з призматичними сегментними і клиновими шпонками. Частіше всього застосовується група ненапружених призматичних і сегментних шпонкових зєднань. Використання призматичних шпонок дає можливість більш точно центрувати спряжені елементи і отримувати як нерухомі так і ковзаючі зєднання.
В шпонкових зєднаннях вибір полів допусків шпонки і шпонкових пазів визначається з конструктивних міркувань.
Якщо матеріал втулки піддається обробці протягуванням або калібруванням то з міркувань економічності вибирають по зовнішньому діаметру D зєднань з прямобічним профілем зубців або по діаметру впадини втулки D1 зєднань з евольвентним профілем зубців.
Поля допусків вала і втулки по центруючому діаметру визначають із умови точності центрування і довговічності.
Шпонки звичайно спряжуються по ширині з валом по нерухомій посадці а з втулками – по одній з рухомих посадок. Натяг необхідний для того щоб шпонка не переміщувалась при експлуатації а зазор – для компенсації уникнення неточності пазів і їх перекосів.
2. Розшифровка позначень посадки.
Основні розміри призматичних шпонок і шпоночних пазів на валах і в втулках приймаємо відповідно до (СТ РЕВ 189 – 75) [5 дод.7. с.197]:
Номінальні розміри шпонки
Радіус заокруглення r або фаска S145°
Граничні відхилення параметра b (ширина шпонки ). Для нормального з’єднання стандартом передбачено [ 1 ст.113 121 ]:
ширина шпонки 32 h9-0062;
ширина паза вала 32 N9-0062;
ширина паза втулки 32 Js9
Приклад умовного позначення призматичної шпонки з розмірами:
ширина шпонки b = 32;
висота шпонки h = 18;
діаметр вала d = 118 мм;
тип з’єднання - нормальне
Шпонка 32 18 90 СТ РЭВ 189-75.
Для шпонкового зєднання масового виробництва вибираємо посадку шпонки .
3. Схема розміщення полів допусків.
Розрахунок та вибір посадок для різьбових з’єднань.
1. Призначення допусків та посадок для різьбових з’єднань.
Вибір вимог до точності виготовлення різьбових зєднань залежить від класу точності: точний середній і грубий. Вимоги до точності розємних нерухомих зєднань випливають із умов згвинчування болта і гайки і міцності.
Різьбова поверхня утворюється при гвинтовому переміщенні плоского контуру певної форми по циліндричній або конічній поверхні.
Різьбові з’єднання застосовуються для кріплень переміщень перетворення руху обертального в поступальний і навпаки герметизації. Різьбові з’єднання застосовуються у машинах приладах інструментах. Понад 60% деталей у машинах мають різьбу.
Всі різьби можна класифікувати по призначенню профілю витків числу заходів направленню обертання контуру.
Різьба метрична для діаметрів 1-600 мм поділяється на різьбу з великим кроком і діаметром 1-68 мм і різьбу з малим кроком діаметром 1-600 мм. Метрична різьба використовується в основному в якості кріпильної для різьбових зєднань. Це пояснюється тим що порівняно з іншими різьбами мають найбільш високий приведений коефіцієнт тертя.
Пониження ККД різьб з малим кроком являється наслідком збільшення роботи сил тертя тому порівняно з різьбою з великим кроком різьби з малим кроком більш надійні від самовідгвинчування метрична різьба з малим кроком рекомендується для різьбових зєднань при малій довжині згвинчування при тонкостінних деталях сконструйованих регулювальних і подібних пристроїв. В випадку використання метричної різьби з малим кроком навіть не велике зусилля достатньо для того щоб гвинти самовільно не відгвинчувались під дією зовнішніх сил.
2. Визначення номінальних та граничних розмірів різьбового з’єднання.
Визначимо номінальні і граничні діаметри деталей різьбового з’єднання:
2.1. Визначаємо крок метричної різьби по [2 ст. 141табл.4.24]
для d = 36 мм крок Р = 2 мм.
Номінальні діаметри з’єднання:
Зовнішній діаметр d D = 36.
Розміри середнього і внутрішнього діаметрів метричної різьби визначаємо по емпіричним формулам вибраним з літератури [2 табл. 4.24.]:
середній діаметр d2 D2:
внутрішній діаметр d1
Граничні відхилення діаметрів зовнішнього і внутрішнього різьби:
а) діаметр зовнішньої різьби:
зовнішній es = - 0038; e
середній es2 = - 0038; e
внутрішній es1 = - 0038
б) діаметр внутрішньої різьби:
середній ES2 = + 0224; EI2 = 0;
внутрішній ES1 = + 0375; EI1 = 0.
2.2. Розраховуємо граничні розміри болта мм :
d1min - не нормується.
2.3. Визначаємо граничні розміри гайки [2 табл.4.29].
Dmin = D + EI = 36 + 0 = 36.
Вибір посадок для шліцьового з’єднання.
1. Обрунтування вибору посадок для шліцьових з’єднань.
Шліцьові з’єднання призначені для передачі крутячих моментів і осьових сил. Порівняно із шпонковими шліцьові з'єднання забезпечують краще центрування і більшу рівномірність розподілу навантажень по висоті зуба шліця передають більші крутні моменти.
Шліцьові з'єднання бувають з прямим евольвентним трикутним профілем.
Розміри елементів шліцьового з'єднання стандартизовані. Шліцьові з’єднання з прямобічним профілем виготовлять за ГОСТ 1139-80 СТ РВ.В 187-75 1 СТ РЕВ 88-75 а з евольвентним - за ГОСТ 6033-60 СТ РЕВ 269-76; СТ РЕВ 268-76; СТ РЕВ 269-76.
Шліцьові з'єднання трикутним профілем широкого поширення не набули.
Основні параметри шліцьового з'єднання з прямобічним профілем показано на рис. 10.1.
Шліцьові з'єднання характеризуються зовнішнім діаметром D внутрішнім діаметром d шириною b шліця числом шліців зубів z. 3'єднання бувають трьох серій : легкої середньої і важкої.
Залежно від експлуатаційних і технологічних вимог центрування вала і втулки досягається одним з трьох методів: за зовнішнім діаметром D; за внутрішнім діаметром d і боковими сторонами b шліців.
Центрування за зовнішнім діаметром D рис. 10.2а рекомендується тоді коли твердість втулки дає змогу обробляти протягуванням. Цей спосіб найбільш простий і економічний.
Центрування за внутрішнім діаметром d рис. 10.2б доцільне коли втулка має високу твердість і точний розмір можна дістати при шліфуванні діаметра d .
Вал обробляють на шліцьошліфувальному верстаті.
Центрування за боковими сторонами шліців рис. 10.2 в не забезпечує точного центрування вала і втулки але дає найрівномірніший розподіл сил між шліцями. Метод центрування рекомендується для з'єднань у механізмах які передають великі крутячі моменти або знакозмінні навантаження. Він забезпечує найменші зазори між боковими поверхнями зубів і западин.
Допуски та посадки. ГОСТ 1139-80 СТ РЕВ 187-75 і СТ РЕВ 88-75 регламентує допуски на розміри D d b. Повний сумарний допуск рис. 10.3 дорівнює сумі похибок розміру форми і розміщень поверхонь. Наприклад:
де - відповідно похибки розмірів форми і розміщень .
Рекомендовані поля допусків втулок : H7 F8 D9 валів: g6 js6 js7 k7 e8 f9 h9 d9 f9.
Стандартом передбачені також рекомендовані поєднання полів попусків валів і втулок які утворюють посадки .
1.1. Приймаємо розміри елементів шліцьового з’єднання.
1.2. Розшифровка позначень посадки.
b - спосіб центрування по боковій поверхні зубців:
z = 20 - число шліців;
d = 102 мм- внутрішній діаметр шліца;
D = 115 мм- зовнішній діаметр шліца;
b = 8 мм - ширина шліца.
Визначаємо розмірні характеристики шліцьового з’єднання.
З’єднання з центруванням по боковим сторонам зубців F8e8.
2. Схема розміщення полів допусків
Допуски циліндричних зубчастих коліс
1. Параметри точності зубчастих коліс
Зубчасті передачі - це складні кінематичні пари які мають ряд призначень а саме: передача крутних моментів зміни напрямку руху; зміни частоти обертання перетворення обертального руху в поступальний і навпаки. Параметри точності регламентують точність окремого колеса та експлуатаційні параметри передачі за ГОСТ 1643 - 81.
Встановлено 12 ступенів точності зубчастих коліс і передач.
Для кожного ступеня точності встановлено норми допустимих відхилень параметрів що визначають кінематичну точність плавність роботи і контакт зубців (норми кінематичної точності плавності роботи і контакту зубців).
2. Види спряжень зубчастих коліс
З метою запобігання заклинювання при перегріві передач забезпеченню умов змащення і обмеженню мертвого ходу при реверсуванні у передачі повинен бути боковий зазор jn (між неробочими профілями зубців спряжених коліс). Передбачено 6 видів спряжень які визначають різні значення jn m В - нормальний; С - зменшений; D - малий; Е - особливо малий; Н - нульовий.
3. Вибір параметрів зубчастого колеса
Для нормальної роботи зубчатого зачеплення приймаємо такі спряження: 8-7-7-В
де: 8 - ступінь по нормам кінематичної точності;
- ступінь точності по нормам плавності;
- ступінь точності по нормам контакту зубців;
В - вид спряження зубців.
Ділильний діаметр d= 228 мм;
Міжосьова відстань а = 260 мм
Приймаємо що m = 4 тоді z = dm = 2284 = 57.
Визначаємо довжину спільної нормалі:
де W1 – довжина спільної нормалі при m=1 мм.
W1 = 1703501 при zn = 6 (2 стор. 360 табл.5.30).
Тоді W = m × W1 = 4 × 17035 = 6814 мкм.
Визначення допуску на середню довжину загальної нормалі:
TWmi = 100 мкм (2 стор. 344 табл.5.21).
Визначення найменшого відхилення середньої довжини загальної нормалі:
EWms = 140 мкм (2 стор. 342 табл. 5.19 ).
EWms = 18 мкм при Fr = 71 мкм.
Fr = 71 - допуск на радіальне биття зубця (2 стор. 317 табл. 5.7 ).
Тоді Еms = - (140 +18) = –158 мкм.
Визначення нижнього відхилення середньої довжини загальної нормалі:
Отже довжина загальної нормалі:
Визначення гарантованого бокового зазору :
jn1 = a (a1 (t1 – 20°) - a2 (t2 – 20°)) 2sina
де а - між осьова відстань;
a1a2 - коефіцієнти лінійного розширення:
a1 = 115 × 10-6 ° С-1 - для стальних коліс;
a2 = 105 × 10-6 ° С-1 - для чавунного корпусу (1 стор. 188 табл. 1.62 );
t1 t2 - граничні температури зубчастого колеса і корпуса відповідно
t1 = 75 °С ; t2 = 50 °С.
jn1 = 260(115 × 10-6 × 55 - 105 × 10-6 × 30) × 0684 = 56464 мкм;
jn2 = (10 30) m = 20 × 4 = 80 мкм;
jn = 56464 + 80 = 136464 мкм;
По (2 стор. 336 табл. 5.17 ) вибираємо jn min = 210 мкм.
jn min = 210мкм ³ jn.
Отже умова виконується: 210> 136464
4. Схема призначення допусків на боковий зазор
jn m Tjn - допуск на боковий зазор.
Допуски и посадки: Справочник В.Д. Мягков М.А. Палей А.В. Романов В.А. Врагинский. Л.: Машиностроение 1982. – ч.1
Допуски и посадки: Справочник В.Д. Мягков М.А. Палей А.В. Романов В.А. Врагинский. Л.: Машиностроение 1983. – ч.2
Якушев А. И. Воронцов Л.Н. Федотов Н.М. Взаимозаменяемость
стандартизация и технические измерения. - М.: Машиностроение 1986.
Дунаев П.Ф. Дедиков О.П. Варламова Л.П.. Допуски и посадки Обоснование выбора. - М.: Высш. школа 1984.
СТ СЭВ 144-75. Единая система допусков и посадок СЭВ. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
СТ СЭВ 368-76. Единая система конструкторской документации. Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей.
СТ СЭВ 638-77. Шероховатость поверхности. Параметры характеристики и обозначения.
ГОСТ 2.105-68. Форма для текстовых конструкторских документов.
Гаврилюк B.. Кукляк М.Л Взаємозамінність стандартизація і технічні вимірювання. – К.: УМК ВО 1990.
Методичні вказівки до самостійної роботи курсового і дипломного проектування з дисципліни “Взаємозамінність стандартизація і технічні вимірювання” “Розрахунок розмірних ланцюгів” А.А. Козлов В.О. Глушич В.А. Дусанюк П.М. Москалюк О.М. Переяславський