Чертеж и расчет одноступенчатого редуктора

редуктор одноступенчатый инж графика.cdw

Основные свойства надежности: безотказность
сохраняемость (при хранении и транспортировке).
Две основные конструкции фиксации вала в осевом направлении.
Назначение и классификация муфт. Виды соединительных муфт.
ГУМРФ им. адм С.О. Макарова

15.docx

МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
САНКТ- ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
КАФЕДРА ТЕХНОЛОГИИ СУДОРЕМОНТА
По дисциплине: «Нормы точности в машиностроении»
«РЕДУКТОР. НОРМЫ ТОЧНОСТИ»
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА
ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ
На тему: «РЕДУКТОР. НОРМЫ ТОЧНОСТИ»
Диаметр вала в подшипнике скольжение – 80 мм.;
Частота вращений вала –300 обмин.;
Нагрузка на подшипник –1000 Н.;
Момент крутящий на червячном колесе– 1000 Нм;
Степени точности передачи по ГОСТ 3675-81 – 7;
Диапазон параметрического ряда– 25-50 Вт;
Число значений в ряду– 5.
Марка смазки – И-20А
Расчет и выбор посадки подшипника скольжения.6
Расчет и выбор посадок подшипников качения.9
Расчет и выбор посадок с натягом.11
1 Нахождение наименьшего функционального натяга в соединении:11
2 Определение наибольшего функционального натяга в соединении.12
3 Выбор посадок для заданного диаметра и определение запас прочности деталей при сборке.13
Расчет и выбор переходных посадок.15
1Определение наибольшего функционального зазора:15
2Определение наименьшего функционального натяга:15
Размерный анализ и расчет допусков в размерных цепях.17
1Расчет методом максимума-минимума:18
2 Расчет вероятностным методом18
Допуски отклонений геометрических параметров детали20
Расчет и построение параметрического ряда:21
1 Определение расчетного значения знаменателя геометрической прогрессии параметрического ряда:21
Список используемой литературы:23
Совершенство конструкции машин и механизмов во многом зависит от обоснованности решений по вопросам характера соединений деталей и точности их изготовления. Характер соединений (посадки) и точность геометрических параметров деталей непосредственно влияют на надежность и долговечность соединений мощность производительность и другие эксплуатационные показатели машин и механизмов в целом.
Вместе с тем требования по точности размеров деталей влияют на производительность и экономичность процессов их обработки при изготовлении.
Поэтому решение по указанным вопросам должны быть обоснованными и учитывать как требования по качеству изделий так и технологические требования.
В теории взаимозаменяемости разработаны расчетные методы обоснования таких решений применяемые в курсовой работе.
Задачи курсовой работы:
Рассчитать и выбрать посадки для следующих соединений заданного механизма:
соединение вала червячного колеса с отверстием вкладыша подшипника скольжения и соединения подшипника качения по внутреннему кольцу с валом и по наружному кольцу с отверстием в корпусе;
соединение зубчатого венца червячного колеса со ступицей;
соединение червячного колеса с валом.
Выбранные посадки задать на выбранном сборочном чертеже.
Выявить размерную цепь замыкающим звеном которой является смещение средней плоскости червячного колеса и рассчитать допуски составляющих звеньев.
На чертеже вала червячного колеса задать:
допуски расположения поверхностей
допуски формы поверхностей
допуски шероховатости
Рассчитать и построить на основе предпочтительных чисел параметрический ряд по мощности механизмов данного типа.
Расчет и выбор посадки подшипника скольжения.
диаметр вала в подшипнике скольжения d=80 мм.;
частота вращений вала n=300 обмин.;
нагрузка на подшипник =1000 Н.;
динамическая вязкость смазочного масла при 70ºC = 0015 Па*с
Основным условием расчета является обеспечение режима гидравлического (или жидкостного) трения в подшипнике.
Определяем фактический масштаб сборочного чертежа:
где – диаметр цапфы на чертеже.
Измеряем на чертеже :
Длина опорной поверхности вкладыша:
- длина опорной поверхности вкладыша на чертеже.
Угловая скорость вращения вала:
Удельное давление в подшипнике:
Предельно допускаемое значение для наименьшей толщины масляного слоя:
где k-коэффициент запаса по толщине масляного слоя;
– высота неровностей поверхностей вала и вкладыша (как параметры шероховатости) при чем ;
–поправка учитывающая возможные отклонения реальных условий работы от идеальных;
Находим значение функции А:
При по таблице значений А находим: ; (принимаем: ).
По графику значения функции А=f(x) находим: .
Для границ интеграла функциональных зазоров получаем:
По справочнику из посадок ЕСДП выбираем посадку с зазором наиболее удовлетворяющую приведенным выше условиям - предпочтительную посадку системы отверстия .
По таблице справочника находим исходные элементарные посадки:
предельные отклонения отверстия-
предельные отклонения вала- 8
Приведем в соответствие предельные зазоры с предельными отклонениями:
Рис.1. Схема полей допусков посадки 80
Расчет и выбор посадок подшипников качения.
d= 80 мм. – соединение подшипника с валом;
D=140 мм. – соединение подшипника с корпусом;
Целью этой работы является назначение посадок для данных диаметров.
Для роликового конического подшипника класса точность 0 по ГОСТ 520-2002 в котором задана точность размеров внутренних колец для данных размеров находим:
для внутренних колец (d = 80 мм):
для наружных колец (D = 140 мм) находим:
Поля допусков деталей соединяемые с подшипником качения назначаем по ГОСТ 3325-85.
По таблицам ЕСДП выбираем отклонения:
– отклонения вала es и e
H7 отклонения отверстия в корпусе механизма ES EI соответствующие размеру D и выбранному полю допусков.
Для выбранных посадок определяем:
предельные натяги в соединении подшипника с валом
=es – EI = 25 – (–20) = 45 мкм;
=ei – ES= 3 – 0 = 3 мкм.
предельные зазоры в соединении подшипника с корпусом
=EI - es = 0–0 = 0 мкм
Рис.2.Схема полей допусков посадки 80
Рис.3.Схема полей допусков посадки 140
Расчет и выбор посадок с натягом.
= 105*Нм; = 025 – для чугуна;
= 085*Нм; = 035; – для бронзы;
f = 01 - коэффициент трения бронзы по чугуну
= 90 мм. – диаметр отверстия в ступице;
= 393 мм. – диаметр зубчатого венца по впадинам;
= 340 мм. – номинальные диаметр соединения;
= 91 мм. – длина соединения;
Материал зубчатого венца – бронза
Материал ступицы– чугун.
Цель расчета – определение интервала функциональных натягов ( ) в соединении зубчатого венца со ступицей червячного колеса редуктора.
1 Нахождение наименьшего функционального натяга в соединении:
Он определяется из условий передачи заданного крутящего момента Определяется наименьший функциональный натяг .При этом в полученный результат вводятся две поправки. Одна из них учитывает снятие неровностей шероховатости сопряженных поверхностей другая – поправка учитывает возможное ослабление натяга обусловленное неравномерным расширением материалов соединяемых деталей при нагреве в процессе работы механизма.
Находим коэффициенты Лямэ:
Принимаем: = 4мкм.; = 63мкм; k1=k2=06
Поправка на шероховатость:
u = 2*() = 12 * (4+63) = 124 мкм.
Поправка учитывающая ослабление натяга при нагреве деталей в процессе работы механизма:
Наименьший функциональный натяг:
= 19+124+136 = 168 мкм.
2 Определение наибольшего функционального натяга в соединении.
Он определяется из условий прочности деталей соединения (зубчатого венца как наименее прочной детали) с учетом поправки на снятие неровностей поправки обусловленной нагревом деталей в процессе работы механизма и поправки учитывающей неравномерность распределения удельного давления по длине соединения.
Допускаемое давление по поверхности сопряжения:
Определение наибольшего расчетного натяга в соединении:
=*d=292**034*= 931 мкм.
Поправка учитывающая неравномерность распределения удельного давления вдоль поверхности сопряжения: =08.
Наибольший функциональный натяг:
= (931+124+136) *08 = 864 мкм.
3 Выбор посадок для заданного диаметра и определение запас прочности деталей при сборке.
По справочнику из посадок ЕСДП выбираем посадку системы отверстия с натягами:
По таблицам справочника находим исходные элементы посадки:
Предельные отклонения отверстия – 340
Предельные отклонения вала- 340
Приведем в соответствие предельные натяги с предельными отклонениями:
Запас прочности соединения в эксплуатации:
= 501-168 = 333 мкм.
Запас прочности деталей при сборке:
=- = 864- 679 = 185 мкм
Рис.4.Схема полей допусков посадки 340
Расчет и выбор переходных посадок.
=90 мм – диаметр соединения червячного колеса с валом;
=2÷5 – коэффициент запаса точности отражающий влияние отклонения формы расположения и шероховатости сопряженных деталей;
степень точности передачи по ГОСТ 3675-81 – 7
Возможность обеспечения высокой точности центрирования сопрягаемых деталей и относительная легкость сборки соединений – характерные особенности переходных посадок. Таким требованиям должно отвечать соединение червячного колеса с валом. Здесь погрешность центрирования соединения определяемая допустимым зазором увеличивает фактическое значение одного из показателей точности червячной передачи – радиального биения зубчатого венца червячного колеса которое ограничивается допуском .
Расчет переходных посадок заключается в определении интервала функциональных т.е. допустимых по условиям работы зазоров (натягов).
1Определение наибольшего функционального зазора:
По ГОСТ 3675-81 определяем допуск радиального биения сопряженной с валом детали червячного колеса с учетом исходной степени точности.
2Определение наименьшего функционального натяга:
значение стандартной случайной величины с распределением по нормальному закону .
Вероятность зазора в соединении Р количественно характеризует требование к легкости сборки соединения. Зададим значение Р=0.9 и примем = Р
По таблице функции находим соответствующее значение z =13
По расчетным значениям и выбираем стандартные посадки при условии:
≤; = -5-15 = -20 мкм. => = 20 мкм
Предельные отклонения отверстия – 90
Предельные отклонения вала – 90
Рис.5.Схема полей допусков посадки 90
Размерный анализ и расчет допусков в размерных цепях.
=75 мм.;=9 мм.;=12 мм.;=96 мм.- номинальные размеры составляющих звеньев
Размерный анализ заключается в выявлении размерных цепей и в расчете допусков размеров входящих в их состав.
Для червячной передачи 7 степени точности с модулем 35-63мм. При межосевом расстоянии равном 259 мм по ГОСТ 3675-81 в разделе «Нормы точности контактирования » находим: =056 мм.
Принимаем: исходный размер смещения средней плоскости червячного колеса относительно оси червяка;
номинальный размер исходного звена равен нулю
смещение червячного колесо определяется предельными размерами деталей сидящих на валу слева и справа от червячного колеса и образующих две размерные цепи в каждой из которых допускается изменения размера исходного звена являющегося замыкающим от 0 до +0056 мм. т.е. принимаем в первичной размерной цепи = мм.
Находим допуск замыкающего звена:
1Расчет методом максимума-минимума:
Квалитет определяется числом единиц допуска. Оно определяется по формуле:
Стандартные значения числа единиц допуска ( в зависимости от данных номинальных размеров составляющих звеньев:
=186 мкм.; =090 мкм.;=108 мкм.;=217 мкм.
a = = 93. Принимаем 6 степень точности( =10).
Задаемся полями допусков для всех составляющих звеньев кроме резервного. Пусть A4-резервное звено.
= 56-19-9-11=17 мкм.
= 19+ES4+9+11 => ES4 = 17
= 0+EI4+0+0 => EI4 = 0
2 Расчет вероятностным методом:
(числа единиц допуска остаются те же)
a = = 175 (7 степень точности)
В соответствии с изложенным выше задаем поля допусков для составляющих звеньев:
Пусть А2-резевное звено.
= 56-15-9-175 = 145 мкм
Допуски отклонений геометрических параметров детали
На чертежах деталей задаются следующие виды допусков:
допуски расположения;
допуски шероховатости поверхностей.
Допуски размеров посадочных поверхностей вала задаются в соответствии с посадками на сборочном чертеже.
Поля допусков размеров с неуказанными предельными отклонениями задаются общей записью в технических требованиях чертежа.
Допуски формы и расположения принимаются в зависимости от допуска на размеры соответствующих поверхностей задавшись уровнем относительной геометрической точности или в соответствии с рекомендациями справочной литературы.
Расчет и построение параметрического ряда:
-50 кВт. – диапазон параметрического ряда;
- число членов ряда.
1 Определение расчетного значения знаменателя геометрической прогрессии параметрического ряда:
- верхний предел диапазона стандартизуемого параметра;
m - число членов ряда в заданном диапазоне.
Выбираем ближайший стандартный ряд предпочтительных чисел по таблице: «Основные ряда предпочтительных чисел»
Расчетному значению знаменателя наиболее близко соответствует стандартный ряд предпочтительных чисел R10 ; φ= 125
Так как полного совпадения нет то число членов параметрического ряда в указанном диапазоне будет несколько отличаться от заданного.
Получаем значения мощностей в параметрическом ряду однотипных редукторов R10 (25 50): 25; 313; 39; 488.
В представленной курсовой работе были представлены:
Используемые расчетные зависимости и результаты расчетов;
выбор и обоснование полей допусков и посадок квалитетов точности в размерных цепях;
схемы расположения полей допусков в посадках запасы по надежности и долговечности соединений в необходимых случаях;
контурные схемы размерных цепей;
задание на чертеже допусков и посадок; параметрический ряд в последовательной записи.
Список используемой литературы:
Метрология стандартизация и сертификация
Методические указания по выполнению курсовой работы
Куликов В. А. Санкт-Петербург 2007.
Припуски допуски и посадки гладких цилиндрических соединений Торопов Ю. А. Санкт-Петербург 2004.