Курсова роботана тему: «Проектуваннята аналіз роботи вузла редуктора»
з дисципліни:взаємозамінність, стандартизація і технічне вимірювання
Зміст
Вступ
1. Аналізроботи механізму та обґрунтування призначення посадок
2. Розрахунокі вибір посадки з зазором
2.1 Призначення посадок ззазором
2.2 Розрахунок та вибір посадокз зазором
3. Розрахунокі вибір нерухомої посадки
3.1 Призначення нерухомихпосадок
3.2 Розрахунок та вибірнерухомої посадки
4. Розрахунокі вибір перехідної посадки
4.1 Призначення перехіднихпосадок
4.2 Розрахунок та вибірперехідної посадки
5. Розрахунокта проектування калібрів для контролю гладких циліндричних виробів
5.1 Призначення та областьзастосування граничних калібрів
5.2 Розрахунок виконавчихрозмірів калібрів та контркалібрів
6. Розрахунокі вибір посадок підшипників кочення
6.1 Призначення та вибір посадокпідшипників кочення
6.2 Розрахунок посадокпідшипників кочення
7. Обґрунтуваннявибору посадок для різьбових з'єднань
7.1 Призначення допусків тапосадок для різьбових з'єднань
7.2 Визначення номінальних таграничних розмірів для різьбового з'єднання
8. Вибірпосадок для шпонкових з'єднань
8.1Обґрунтування вибору посадок для шпонкових з’єднань
8.2 Розшифровка позначеньпосадки
9. Вибірпосадок для шліцьового з'єднання
9.1 Обґрунтування вибору посадокдля шліцьових з'єднань
10 Розрахунокрозмірних ланцюгів
10.1 Основні положення теоріїрозмірних ланцюгів
10.2 Схема розмірного ланцюга
11. Допускизубчатих коліс
11.1 Параметри точності зубчатихколіс
11.2 Види спряжень зубчатих коліс
11.3Вибір параметрівзубчатого колеса
11.4Схемапризначення допусків на боковий зазор
Література
1. Аналіз роботи механізму таобґрунтування призначення посадокАналіз роботи вузла редуктора
Обертальний рух від двигуна через напівмуфту 12передається на вал 9, який з однієї сторони встановлений на двох конічнихроликових підшипниках 34, а з іншої – на радіальному шариковому підшипнику 32.На валу 9 за допомогою шпонки встановлена шестерня 7. Від шестерні 7 обертанняпередається через зубчасте колесо 13 на вал 4. Зубчасте колесо 13 насаджене навал 4 з натягом. Вал 4 встановлений у корпусі на конічних роликових підшипниках33. Окрім колеса 13 на валу 4 встановлено ще три шестерні. Паразитна шестерня 6встановлена з зазором, а шестерні 3 та 5 — з натягом. Вал 21 отримує обертаннявід зачеплення шестерні 5 та зубчатого блоку 19, що встановлено на шліцьовійчастині валу 21. Сам вал 21 змонтовано на підшипниках ковзання 1. Крімзубчастого блоку 19 на валу 21 встановлена з натягом шестерня 18, що передаєобертання далі згідно повного креслення редуктора нормальне функціонуванняредуктора забезпечується зазорами А∑1, А∑2, А∑3.
Аналіз вибору посадок
1. Кришка 2 з’єднана з корпусом 1 попосадці з зазором Н10/d10 для зручності демонтажу кришки.
2. Зубчате колесо 3 посаджено на вал 4з натягом Н7/р6 для забезпечення утримання зубчастого колеса на валу 4 бездопоміжного кріплення.
3. Гвинт 31 з’єднаний з валом 9 попосадці з зазором 6Н/6g для забезпечення рухомості з’єднання.
4. Втулки 17, 20 посаджені на вал 21 побезсистемній посадці B9/s8, оскільки вона впливає лише на осьовий розмір.
5. Зубчасте колесо 7 посаджене на вал 9з перехідною посадкою H8/k7 за допомогою шпонки P9/h9 для забезпеченняроз’ємного і точно центрованого з’єднання.
6. Підшипники ковзання 16, 23 посадженів корпус 1 з невеликим натягом Н7/r6 для забезпечення утримання підшипникаковзання в корпусі без допоміжного кріплення.
7. Зубчастий блок 19 встановлений навалу 21 за допомогою шліцьового з’єднання /> з центруванням за боковими сторонами для найрівномірнішогорозподілу сил між шліцями.
8. Вал 21 посадженний у підшипникиковзання 23 і 16 з зазором Н8/f8 для забезпечення його вільного обертання.
9. Підшипник кочення 32 розміщений навалу 9 з натягом L6/k6, а верхнє кільце посаджено в корпус 1 з перехідноюпосадкою M7/l6 для забезпечення точно центрованого з’єднання.
10. Зубчате колесо 5 посаджено на вал 4з зазором Н7/е7 для забезпечення його вільного обертання.
2. Розрахунок і вибір посадок ззазором
2.1 Призначення посадок з зазором
Посадки з зазором застосовуються для рухомих інерухомих з’єднань. В таких посадках передбачається гарантований зазор,необхідний для забезпечення простоти складання розбирання, взаємногопереміщення деталей, компенсації теплових деформацій, розміщення шару мастила,а також компенсацій похибок форми і взаємного розташування поверхонь і осей.
Найбільш відповідальними рухомими з’єднаннями єпідшипники кочення, які працюють в умовах рідинного тертя. Тому для з’єднаньнеобхідно розраховувати зазори.
2.2 Розрахунок та вибір посадки ззазором
Умова: Розрахувати посадку з зазором дляз’єднання вала 4 з зубчастим колесом 6, за такими даними: R=2200 кН, n=1000об/хв, марка мастила И-70А.
Визначаємо середній питомий тиск Р (Н/м2) впідшипнику за формулою:
Р=/>де R-навантаження на підшипник (Н), l – довжина з’єднанняповерхнеювала і отвору (м ), dH – номінальний діаметр з’єднання (м) .
Р =/>=/>/>
Визначаємо допустиму мінімальну товщину мастильногошару
[hmin] за формулою:
[ hmin ] = K (4RaD + 4Rad + g ).
де К=2 – коефіцієнт запасу надійності по товщинімастильного шару ;
g =2мкм –добавка на нерозривність мастильного шару;
RaD = Rad = 0,8 мкм .
[ hmin ] = 2 (4 0,8 + 4 0,8 + 2 ) = 16,8 10-6м .
Заходимо динамічну в’язкість масла.
Динамічна в’язкість вибирається з таблиці відповіднодо марки масла:
масло марки И-70А – mИ-70А= /> />;
Розраховуємо значення коефіцієнта Аh поформулі:
Аh = />,
де w — кутова швидкість валу (с-1 ).
w = /> =/> =104,67с-1.
Аh = /> = 0,36.
По графіку рис.1.27 [1, ст.288], використовуючизначенням Аh =0,36 (горизонтальна пряма ) і співвідношення /> ( крива графіка )
знаходимо точки перетину прямої з кривою графіка. Цимточкам перетину на горизонтальній осі відповідають відносні ексцентриситети Cmin і Cmax.
Ах = 0,44 при Х = 0,3.
/>
По графіку рис.1.27 [1, ст.288] і значенню Аh =0,36знаходимо максимальний відносний ексцентриситет, Cmax = 0,86./>
Визначаємо максимальний допустимий зазор:
/>
Розраховуємо оптимальний зазор:
/>,
Хопт =0,46, Аопт = 0,463.
/>
Вибираємо із таблиць допусків і посадок стандартну посадку,яка задовольняє основну умову вибору посадок за [Smin] i [Smax].
/>
Æ 52 /> (Smax= 125, Smin = 60);
Æ 52 /> (Smax = 120, Smin= 60);
Æ 52 /> (Smax = 136, Smin= 60);
Æ 52 /> (Smax = 208, Smin= 60);
Æ 52 /> (Smax = 100, Smin= 65);
Æ 52 /> (Smax = 136, Smin= 60).
В ЄСДП переважне використання надається системіотвору, тому посадку в системі валу не беремо до уваги. Вибираємо ту, яканайбільш відповідає допоміжній умові (коли середній зазор вибраної посадкивідносно близький до оптимального зазору). Якщо таких посадок декілька, тозастосовують посадку, яку стандарт рекомендує застосовувати в першу чергу.
Вибираємо посадку Æ 52/>/>
Для вибраної посадки основна умова:
Smin = 60 мкм > [Smin] = 58,6мкм;
Smах =120 мкм
Для цієї посадки будуються схеми полів допусків зпозначенням основних характеристик.
Визначаємо поля допусків посадки:
Н 7: ES = 30 мкм; е7: es = — 60 мкм;
EI = 0 мкм; ei = — 90 мкм.
Розрахунок параметрів посадки з зазором, мм:
Dmax = ES + D = 0,030 + 52 = 52,030;
Dmin = EI + D = 0 + 52 = 52;
TD = Dmax – Dmin = 52,030 – 52 =0,030;
dmax = es + d = — 0,060+ 52 = 51,940;
dmin = ei + d = — 0,090 + 52 = 51,910;
Td = dmax – dmin = 51,940 –51,910 = 0,030;
Smin = Dmin – dmax =52 – 51,940 = 0,060;
Smax = Dmax – dmin =52,030 – 51,910 = 0,120;
TS = Smax – Smin = 0,120 –0,060= 0,060;
TS = Td + TD = 0,030 + 0,030 = 0,060.
Схема розміщення полів допусків посадки з зазором див.див. Додаток А
3. Розрахунок і вибір нерухомоїпосадки
3.1 Призначення нерухомих посадок
Посадки з натягом застосовуються для одержаннянерухомих з’єднань, як правило, без додаткового кріплення. Додаткове кріпленнязастосовується відносно рідко, коли з’єднання навантаженні значними крутнимимоментами, або здвигаючими силами.
Розрахунок посадок з натягомвиконується з метою забезпечення двох основних умов: гарантувати нерухомістьз’єднання, тобто відсутність зміщення з’єднаних деталей, тобто виключитиможливість їх пластичної обробки.
3.2 Розрахунок та вибір нерухомоїпосадки
Умова: Розрахувати посадку з натягом дляз’єднання вала 4 з зубчастим колесом 5, за такими початковими даними: Мкр=148Нм, марка сталі 45.
Розраховуємо найменший питомий тиск:
[Pmin] = 2Mk/ (p dH2 l f),
де f = 0,1 – коефіцієнт тертя.
[Pmin] = 2 90 / (3,14 (5510-3)2 36 10-3 0,1) = 8,65 106 Н / м2
Знаходимо найменший розрахунковий натяг N¢min .
Попередньо розраховуємо коефіцієнти С1 і С2.
/>; />
При d1 = 0, d2 = 104 мм, C1= 1 + mD
mD = md = 0,3 – коефіцієнт Пуассона.
С1 = 1 + 0,3 = 1,3 ;
/>
N¢min = [Pmin] dH ((C1+ C2) / E),
де Е – модуль пружності матеріалу.
N¢min = 8,65 106 55 10-3 ((1,3 + 1,5) / 2 1011) = 6,66 10-6 м
Розраховуємо мінімальний допустимий натяг:
[Nmin] = N¢min+ g ø + gt ,
де gш – поправка, яка враховує зминаннянерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з’єднань, g ш = 1,2 (4RаD+ 4Rаd).
RZD, RZd – висотамікронерівностей профілю по десяти точках відповідно поверхонь отвору і валу. g ш = 1,2 (41,6 + 41,6) = 15,36 мкм = 15,36 10-6м.
gt – поправка, яка враховує відмінністьтемператури деталей td, tD, температури складання tСК.
Оскільки tСК = 200С, gt = 0.
Тоді, [Nmin] = 6,66 + 15,36 = 22 мкм » 22 10-6 м.
Знаходимо максимально допустимий питомий тиск [Pmах],для чого визначаємо Р1 і Р2, враховуючи, що d1= 0, а d2 = 104 і межа міцності
sÒ1 = sÒ2= 36 107Н / м2.
Р1 = 0,58 sÒ1 [1 – (d1/ dH)2] = 0,58 36 107 1 = 20,88 107 H / м2.
P2 = 0,58 sÒ2 [1 – (dH/ d2)2] = 0,58 36 107 (1-(55/104)2) =15,04 107 H / м2 .
Для подальших розрахунків беремо значення [Рmax]= 20,88 107 H / м2.
N¢max = [Pmax] dH((C1 + C2) / E) = 20,88 107 55 10-3((1,3 + 1,5) / 2 1011) = 160,76 10-6 м.
Визначаємо максимально допустимий натяг:
[Nmax] = N¢max gуд + gш – gn ,
де gуд – коефіцієнт збільшення питомоготиску на торцях охоплюючої деталі.
gуд = 0,95 .
gn = 10 – коефіцієнт повторнихзапресувань.
[Nmax] = 160,76 0,93 + 15,36 – 0 = 164,8 10-6м.
Вибираємо з таблиць допусків і посадок всі стандартніпосадки, які задовольняють умовам вибору посадок за [Nmin]і[Nmax]. Для даного прикладу це такі посадки:
Æ 55 Н6/r5 (Nmin = 22 мкм,Nmax = 54 мкм),
Æ 55 Н7/s7 (Nmin =23 мкм, Nmax= 83 мкм).
Æ 55 Н7/s6 (Nmin =23 мкм, Nmax= 72 мкм).
Æ 55 Н6/s5 (Nmin =34 мкм, Nmax= 66 мкм).
Æ 55 Н7/t6 (Nmin =36 мкм, Nmax= 85 мкм).
Æ 55 Н7/u7 (Nmin =57 мкм, Nmax= 117 мкм).
Æ 55 Н8/u8 (Nmin =41 мкм, Nmax= 133 мкм).
В цьому переліку не приводяться посадки в системі валатому, що переважне використання має система отвору.
Остаточно зупиняємося на виборі посадки
/>Æ 55/> ,
для якої умови вибору посадки Nmin =57 >[Nmin] =22 мкм; Nmах = 117
Розраховуємо зусилля запресування:
Rn = fn Pmax p dH l ,
де fn = 1,2 f = 1,2 0,1 = 0,12 –коефіцієнт тертя при запресуванні;
Рmах – питомий тиск при максимальномунатязі Nmax:
/>,
Rn = fn Pmax p dH l = 0,12 132 106 3,14 55 10-3 36 10-3 = 98,5 103H.
Розрахунок параметрів посадки з натягом, мм:
Dmax = ES + D = 0,030 + 55 = 55,030;
Dmin = EI + D = 0 + 55 = 55;
TD = Dmax – Dmin = 55,030 – 55 =0,030;
TD = ES – EI = 0,030 – 0 = 0,030 мм;
dmax = es + d = 0,117 + 55 = 55,117;
dmin = ei + d = 0,087 + 55 = 55,087;
Td = dmax – dmin = 55,117 –55,087 = 0,030;
Td = es – ei = 0,117 – 0,087 = 0,030 мм;
Nmin = dmin – Dmax =55,087 – 55,030 = 0,057;
Nmax = dmax – Dmin =55,117 – 55 = 0,117;
TN = Nmax – Nmin = 0,117 – 0,057= 0,060;
TN = Td + TD = 0,030 + 0,030 = 0,060.
Схема розміщення полів допусків посадки з натягом див.Додаток Б
Посадка Æ55Н7/u7 являється гарячопресованою посадкою. Характеризується достатнімигарантованими натягами, забезпечує передачу навантажень достатньо великої величини без додатковогокріплення. Дана посадкаявляється оптимальним вибором для з'єднання у даному випадку.
4. Розрахунок і вибір перехідноїпосадки
4.1 Призначення перехідних посадок
Перехідні посадки застосовуються для нерухомихроз’ємних з’єднань, вимагаючих по характеру роботи точного центрування деталейабо вузлів. Часто ці з’єднання використовуються з допоміжним кріпленням.Характерна особливість перехідних посадок можливість одержаннянезначних зазорів або натягів.
4.2 Розрахунок та вибір перехідної посадки
Умова: Розрахувати перехідну посадку 52 H8/k7 дляз’єднання вала 9 з зубчастим колесом 7.
Розраховуємо очікувані при складанні ймовірностінатягу та зазору в посадці
/>
Æ 52 />
Визначаємо натяги:
Nmax = es – EI = 32 — 0 = 32 мкм;
Nmin = ei – ES = 2 — 46 = — 44 мкм;
/>.
TD = ES – EI = 46 – 0 = 46 мкм;
Td = es – ei = 32 — 2 = 30 мкм.
Знаходимо середнє квадратичне відхилення натягу (зазору ):
/>
Розраховуємо границю інтегрування ( при N = 0 ):
/>
З таблиці ( 1, табл. 1.1 ) по розрахунковому Z:Ф(Z ) =-0,24.
Визначаємо ймовірність натягів і зазорів :
PN’= 0,5 + Ф (Z ) = 0,5 — 0,24 = 0,26;
PS’= 0,5 Ф (Z ) = 0,5 + 0,24 = 0,74.
Процент з’єднань з натягом :
PN= 100 PN’= 100 0,26 = 26 %;
Процент з’єднань з зазором :
PS= 100 PS’= 100 0,74 = 74 %.
Імовірнісний максимальнийнатяг:
/>(мкм).
Максимальний імовірний зазор:
/>(мкм).
Таким чином, імовірнісні зазори та натяги Sім,Nім значно менші за граничні зазори та натяги Smax, Nmax.Розрахунок параметрів перехідної посадки, мм:
Dmax = ES + D = 0,046 + 52 = 52,046;
Dmin = EI + D = 0 + 52 = 52;
TD = ES — EI = 0,046 — 0 = 0,046;
dmax = es + d = 0,032 + 52 = 52,032;
dmin = ei + d = 0,002 + 52 = 52,002;
Td = dmax – dmin = 52,032 –52,002 = 0,031;
Smax = Dmax – dmin =52,046 – 52,002 = 0,044;
Nmax = dmax – Dmin =52,032 – 52 = 0,032;
TS (N) = Nmax + Smax = 0,032 +0,044 = 0,076;
TS (N) = Td + TD = 0,030 + 0,046 = 0,076.
Схема розміщення полів допусків перехідної посадкидив. Рис. 4.2
5. Розрахунок та проектуваннякалібрів для контролю гладких циліндричних виробів
редуктор посадка калібр циліндричний
5.1 Призначення та областьзастосування граничних калібрів
У виробництві, особливо масовому ікрупно серійному, контроль деталей часто здійснюється калібрами і шаблонами.
Робочі калібри використовуються дляконтролю деталей на робочих місцях у процесі їх виготовлення (ПР прохіднийробочий; НЕ непрохідний робочий). Контрольні калібри використовують дляконтролю або регулювання робочих калібрів ( К ПР контрольний калібр дляпрохідного робочого калібра; К НЕ контрольний калібр для непрохідного робочогокалібра; К U контрольний калібр для контролю спрацювання прохідної сторониробочого калібра).
В багатосерійному та масовому виробництвах придатністьдеталей, поверхні яких виготовляються по 6 — 17 квалітетах, перевіряється, якправило, граничними калібрами, з допомогою яких неможливо визначити дійснийрозмір поверхні деталі, але можна з'ясувати, чи не виходить контрольованийрозмір за його гранично допустимі значення.
Граничні калібри діляться на дві групи.
Робочі калібри — прохідні (ПР) та непрохідні (НЕ), якіпризначені для контролю виробів в процесі їх виготовлення. Користуються нимиробочі та контролери ВТК, причому в останньому випадку використовуютьсячастково зношені калібри ПР та нові калібри НЕ.
Контрольні калібри К-ПР, К-НЕ, К-З. Калібри К-ПР іК-НЕ використовуються для настройки регульованих калібрів-скоб та для контролюробочих калібрів-скоб ПР і НЕ в процесі їх виготовлення. Розглянуті калібриявляються прохідними.
Контрольний калібр К-З служить для перевірки ступенюзносу калібрів-скоб ПР та їх вибракування при досягненні максимальнодопустимого зносу.
5.2 Розрахунок виконавчих розмірівкалібрів і контркалібрів для перехідної посадки
/>Æ 52/>
Розрахунок калібра скоби:
Z1 = 4 мкм; Y1 = 3 мкм; H1= 5 мкм; HP = 2 мкм.
ПРmax = dmax – z1 +(H1 / 2) = 52,032– 0,004 + (0,005 / 2) = 52,0305 мм;
ПРmin = dmax – z1 — (H1 / 2) = 52,032– 0,004 — (0,005 / 2) = 52,0255 мм;
ПРзн = dmax + Y1 =52,032 + 0,003 = 52,035 мм;
HEmax = dmin + (H1 /2) = 52,002 + (0,005 / 2) = 52,0045 мм;
HEmin = dmin — (H1 /2) = 52,002 — (0,005 / 2) = 51,9995 мм.
Розрахунок контркалібрів.
K – ПРmax = dmax – z1+ (HP / 2) = 52,032 – 0,004 + (0,002/2) = 52,029 мм;
K – ПРmin = dmax – z1– (HP / 2) = 52,032 – 0,004 – (0,002/2) = 52,027 мм;
K – Umax = dmax + Y1+ (HP / 2) = 52,032 + 0,003 + (0,002/2) = 52,036 мм;
K – Umin = dmax + Y1– (HP / 2) = 52,032 + 0,003 – (0,002/2) = 52,034 мм;
K – HEmax = dmin + (HP /2) = 52,002 + (0,002/2) = 52,003 мм;
K – HEmin = dmin – (HP /2) = 52,002 – (0,002/2) = 52,001 мм.
Виконавчі розміри контркалібрів.
K – ПР = 52,029–0,002;
K – HЕ = 52,003–0,002;
K – U = 52,036–0,002.
Розрахуноквиконавчих розмірів калібра – пробки для контролю отворів.
Dmax= 52,046 мм; Dmin = 52 мм;
Z1= 7 мкм; H1 = 8 мкм;
Y1= 5 мкм; Hр = 3 мкм.
ПРmax= Dmin + z1 + (H1 / 2) = 52 + 0,007 + (0,008 /2) = 52,011 мм;
ПРmin= Dmin + z1 – (H1 / 2) = 52 + 0,007 – (0,008 /2) = 52,003 мм;
HEmax= Dmax + (H1 / 2) = 52,046 + (0,008 / 2) = 52,050 мм;
HEmin= Dmax – (H1 / 2) = 52,046 – (0,008 / 2) = 52,042 мм.
Граничнийрозмір виконавчого калібра-пробки.
ПРзн= Dmin – Y1 = 52 – 0,005 = 51,995 мм.
Виконавчірозміри калібра-пробки:
ПР = 52,011–0,008;
НЕ = 52,050-0,008.
Виконавчірозміри калібра-скоби:
ПР = 52,0255+0,005;
НЕ = 51,9995+0,005.
6. Розрахунок і вибір посадокпідшипників кочення
6.1 Призначення та вибір посадок дляпідшипників кочення
Підшипники кочення — найбільш поширені стандартнівироби, без яких неможлива робота практично жодної машини. Якість підшипників,довговічність і надійність їх роботи залежить від точності приєднувальнихрозмірів — зовнішнього діаметру D1 зовнішнього кільця і внутрішньогодіаметру d внутрішнього кільця, а також від точності тіл кочення, складання,радіального і торцевого биття. Відхилення приєднувальних розмірів D і d кілецьпідшипників наведені в [2, с.806; табл. 4.70...4.75], /дод.7/. Вибір посадоккілець підшипників кочення визначається характером їх навантаження. При цьомурозрізняють такі види навантаження кілець: місцеве, циркуляційне і коливальне
Місцеве навантаження характеризується постійним повеличині і напрямку радіальним навантаженням, що передається нерухомому кільцю.Отже, під навантаженням знаходиться обмежена ділянка поверхні кільця.
При циркуляційному навантаженні постійне по величині інапрямку навантаження передається обертаючому кільцю або обертаюче навантаженнясприймається нерухомим кільцем. В цьому випадку послідовно буде
/>
РnРв Рp — відповідно постійне по напрямку, обертаюче ірівнодіюче навантаження. Поля допусків для встановлення підшипника на вал і вкорпус наведені в [1, с.816, табл.4.78, 4.79] ;
При циркуляційномунавантаженні посадки на вал і в корпус вибираються по інтенсивності радіальногонавантаження РR для посадочної поверхні розраховується ізспіввідношення:
/>
де R — радіальна реакціяопори (Н); b = B — 2∙r — робоча ширина посадочного місця; В — робочаширина підшипника (м); r — радіуси скруглення (м); Kn — динамічнийкоефіцієнт, який залежить від характеру навантаження (при помірних поштовхах Kn= 1 при навантаженні до 300% Kn = 1,8); F — коефіцієнт ослаблюванняпорожнистого вала або тонкостінного корпусу; FA — коефіцієнтнерівномірності розподілу радіального навантаження міх рядами роликів вдворядних конічних підшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками принаявності осьового навантаження [1, с.817, табл.4.80, 4.81]. В прикладах, якірозглядаються в даних методичних вказівках, коефіцієнти F = FA = 1.
Поля допусків вибирають позначенню допустимої інтенсивності PR[1, c.810, табл.4.82] ;
Рекомендації по вибору полівдопусків 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].
6.2 Розрахунок посадок підшипниківкочення
Формулювання задачі:
Вибрати посадку циркуляційно навантаженого кільцярадіального однорядного підшипника 32 №211 класу точності 6.
(d = 55 мм; D = 100 мм; В = 21 мм; r = 2,5 мм) /дод.10/ на обертаючий суцільний вал, розрахункова радіальна реакція опори R = 14800Н. Навантаження є спокійним.
Рішення:
Розраховуємо інтенсивність навантаження:
/>= 14800/ ( ( 21-2∙2,5 ) ∙10-3 ) ∙1∙1 ∙1 = 925∙103 Н/м
Такій інтенсивності навантаження по таблиці /дод.8/для зовнішнього кільця підшипника відповідає поле допуску M7 .
Для внутрішнього кільця підшипника, яке має місцевенавантаження по таблиці /дод.9/ відповідає поле допуску валу k6.
Схеми полів допусків посадок для внутрішнього тазовнішнього кілець див. Додаток Г
7. Розрахунок та вибір посадок длярізьбових з’єднань
7.1 Призначення допусків та посадокдля різьбових з’єднань
Вибір вимог до точності виготовленнярізьбових з'єднань залежить від класу точності: точний, середній і грубий.Вимоги до точності роз'ємних нерухомих з'єднань випливають із умов згвинчуванняболта і гайки, і міцності.
Різьбова поверхня утворюється пригвинтовому переміщенні плоского контуру певної форми по циліндричній абоконічній поверхні.
Різьбові з’єднання застосовуються длякріплень, 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 попризначенню, профілю витків, числу заходів, направленню обертання контуру.
Різьба метрична для діаметрів 1-600мм поділяється на різьбу з великим кроком і діаметром 1-68 мм і різьбу з малим крокомдіаметром 1-600 мм. Метрична різьба використовується в основному в якостікріпильної для різьбових з'єднань. Це пояснюється тим, що порівняно з іншимирізьбами мають найбільш високий приведений коефіцієнт тертя.
Пониження ККД різьб з малим кроком являєтьсянаслідком збільшення роботи сил тертя, тому порівняно з різьбою з великимкроком, різьби з малим кроком більш надійні від самовідгвинчування метричнарізьба з малим кроком рекомендується для різьбових з'єднань при малій довжинізгвинчування, при тонкостінних деталях, сконструйованих регулювальних іподібних пристроїв. В випадку використання метричної різьби з малим крокомнавіть не велике зусилля достатньо для того, щоб гвинти самовільно невідгвинчувались під дією зовнішніх сил.
7.2 Визначення номінальних та граничнихрозмірів різьбового з’єднання
Визначимо номінальні і граничнідіаметри деталей різьбового з’єднання (вала 9 та гвинта 31):/>
Визначаємо крок метричної різьби по[2, ст.141, табл.4.24]
для d = 16 мм, крок Р = 1,5 мм.
2. Номінальні діаметри з’єднання:
Зовнішній діаметр d, D = 20.
Розміри середнього і внутрішньогодіаметрів метричної різьби, визначаємо по емпіричним формулам вибраним злітератури [2, табл. 4.24.]:
середній діаметр, d2, D2:
d2 = D2 =15,026мм;
внутрішній діаметр, d1, D1;
d1 = D1 =14,376 мм.
3. Граничні відхилення діаметрівзовнішнього і внутрішнього різьби:
а) діаметр зовнішньої різьби:
зовнішній es = — 0.032; ei = — 0.268;
середній es2 = — 0.032; ei2= — 0.172;
внутрішній es1 = — 0.032
б) діаметр внутрішньої різьби:
зовнішній EI = 0;
середній ES2 = + 0.190; EI= 0;
внутрішній ES1 = + 0.300; EI = 0.
Розраховуємо граничні розміри болта, мм :
d2max = d2 + es2 =15,026 + ( 0.032 ) = 14,994 мм;
d2min = d2 + ei2 =15,026 + ( 0.172 ) = 14,854 мм ;
dmax = d + es = 16 + ( 0.032 ) =15,968мм;
dmin = d + ei = 16 + ( 0.268 ) =15,732 мм ;
d1max = d1 + es1 =14,376 + ( 0,032 ) = 14,344 мм ;
d1min не нормується.
Визначаємо граничні розміри гайки [2, табл.4.29].
D2max = D2 + ES2 =15,026 + 0,19 = 15,216 ;
D2min = D2 + EI2 =15,026 мм ;
D1max = D1 + ES1 =14,376 + 0.3 = 14,676 мм ;
D1min = D1 + EI1 =14,376 мм ;
Dmin = D + EI = 16 — 0 = 16 мм;
Dmax не нормується;
Схема розміщення полів допусків різьбового з’єднаннядив. Додаток Д
/>
Рис. 7.1. – Схема розміщення полів допуску метричноїрізьби
8. Вибір посадок для шпонкових з'єднань
8.1 Обґрунтування виборупосадок для шпонкових з’єднань
Шпонкові з'єднання призначенні для з'єднаннявалів між собою за допомогою спеціальних пристроїв (муфт), а також для з'єднанняз валами, осями різних тіл обертання (зубчатих коліс ексцентриків, шківівмаховиків).
Стандартизовані шпонкові з'єднання зпризматичними, сегментними і клиновими шпонками. Частіше всього застосовуєтьсягрупа ненапружених призматичних і сегментних шпонкових з'єднань. Використанняпризматичних шпонок дає можливість більш точно центрувати спряжені елементи іотримувати як нерухомі, так і ковзаючі з'єднання.
В шпонкових з'єднаннях вибір полівдопусків шпонки і шпонкових пазів визначається з конструктивних міркувань.
Якщо матеріал втулки піддаєтьсяобробці протягуванням або калібруванням, то з міркувань економічності вибираютьпо зовнішньому діаметру D з'єднань з прямобічним профілем зубців або подіаметру впадини втулки D1 з'єднань з евольвентним профілем зубців.
Поля допусків вала і втулки по центруючомудіаметру визначають із умови точності центрування і довговічності.
Шпонки звичайно спряжуються по шириніз валом по нерухомій посадці, а з втулками – по одній з рухомих посадок. Натягнеобхідний для того, щоб шпонка не переміщувалась при експлуатації, а зазор –для компенсації уникнення неточності пазів і їх перекосів.
8.2 Розшифровка позначеньпосадки
Дано: Діаметр з’єднання: 52H8/k7; тип шпонки:призматична; вид з’єднання: щільне.
1. Призначаємопараметри шпонки згідно заданих умов.
Згідно заданого діаметра вала D = d = 52 ммпризначаємо шпонку перерізом b×h = 16×10, де b=16 мм; h=10 мм.
Довжина шпонки l=50 мм.
Отже, b×h×l=16×10×50.
2. Розшифровуємоумовне позначення шпонки:
b=16 мм – ширина шпонки, а значить ширина паза втулкиі вала;
h=10 мм – висота шпонки, для якої глибина паза вала t1=6мм; глибина паза втулки t2=4,3 мм;
l=50 мм – довжина шпонки і паза вала.
3. Вибираємопосадки для шпоночного з’єднання.
Враховуючи, що тип шпонки – призматичний, видшпоночного з’єднання – щільне, а діаметр вала – d=52 мм знаходимо поля допусківна:
ширина шпонки 16h9-0,043;
ширина паза вала 16P9/>;
ширина паза втулки 16P9/>;
висота шпонки h – 10h9-0,036;
довжина шпонки l – 50h14-0,62;
довжина паза вала під шпонку l – 50H15+1,0;
глибина паза валу t1 – 6 h12–0,12;
глибина паза втулки t2 – 4,3 h12-0,12.
4. Розраховуємовеличину посадок у з’єднанні шпонки з пазом втулки.
Шпонка з пазом втулки має перехідну посадку 16P9/h9,тому:
Smax = ES – ei = -0,018 – (-0,043) =0,025(мм);
Nmax = es – EI = 0 – (-0,061) = 0,061(мм);
Scp = (Smax + (-Nmax))/2= (0,025 + (-0,061))/2 = -0,018(мм).
Отже, паз втулки з шпонкою має перехідну посадку длянадійного центрування, але переважно з натягом.
Схема розміщення полів допусків шпонкового з’єднаннядив. Додаток Е
9. Вибір посадок для шліцьовогоз’єднання
9.1 Обґрунтування вибору посадок дляшліцьових з’єднань
Шліцьові з’єднання призначені для передачі крутячихмоментів і осьових сил. Порівняно із шпонковими шліцьові з'єднання забезпечуютькраще 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'єднаннястандартизовані. Шліцьові з’єднання з прямобічним профілем виготовлять за ГОСТ1139-80 /СТ РВ.В 187-75 1 СТ РЕВ І88-75/, а з евольвентним — за ГОСТ 6033-60/СТ РЕВ 269-76; СТ РЕВ 268-76; СТ РЕВ 269-76/.
Шліцьові з'єднання трикутним профілем широкогопоширення не набули.
Основні параметри шліцьового з'єднання з прямобічнимпрофілем показано на рис. 9.1.
/>
/>
Шліцьові з'єднання характеризуються зовнішнімдіаметром D, внутрішнім діаметромd, шириною b шліця, числом шліців/зубів/ z. 3'єднання бувають трьох серій: легкої, середньої і важкої.
Залежно від експлуатаційних і технологічних вимогцентрування вала і втулки досягається одним з трьох методів: за зовнішнімдіаметром D; за внутрішнім діаметром d і боковими сторонами b шліців.
Центрування за зовнішнім діаметром D /рис.9.2, а/рекомендується тоді, коли твердість втулки дає змогу обробляти протягуванням.Цей спосіб найбільш простий і економічний.
Центрування завнутрішнім діаметром d /рис. 9.2, б/ доцільне, коли втулка має високу твердістьі точний розмір можна дістати при шліфуванні діаметра d. Вал обробляють нашліцьошліфувальному верстаті.
Центрування за боковими сторонами шліців /рис.9.2, в/не забезпечує точного центрування вала і втулки, але дає найрівномірнішийрозподіл сил між шліцями. Метод центрування рекомендується для з'єднань умеханізмах, які передають великі крутячі моменти або знакозмінні навантаження.Він забезпечує найменші зазори між боковими поверхнями зубів і западин.
/>
Рис. 9.2
Допуски й посадки. ГОСТ 1139-80 /СТ РЕВ 187-75 і СТРЕВ І88-75/ регламентує допуски на розміри />Повний /сумарний/ допуск /рис.9.3/дорівнює сумі похибок розміру, форми і розміщень поверхонь. Наприклад:
/>
де /> - відповідно похибки розмірів,форми і розміщень .
Рекомендовані поля допусківвтулок: />/>/>
/>
Рис.9.3
Стандартом передбачені також рекомендовані поєднанняполів попусків валів і втулок, які утворюють посадки .
Визначаємо розміри елементів шліцьового з’єднання.
/>.
Розшифровка позначень посадки.
b спосіб центрування за боковими сторонамишліців b:
Втулка />,
вал />;
z = 8 число шліців;
d = 46 внутрішній діаметршліца;
D = 54 зовнішній діаметршліца;
b = 9 ширина шліца.
Визначаємо розмірні характеристики шліцьовогоз’єднання. Результати наведено в таблиці 9.1.
Таблиця 9.1 Розмірні характеристики шліцьовогоз’єднанняЕлементи з’єднання Номінальний розмір Поле допуску Граничне відхилення, мм Граничний розмір, мм Допуск розміру мм ES (es) EI (ei) Максимальний Мінімальний Отвір 46 H11 0,160 46,160 46 0,160 Вал 46 - - - - - - Ширина впадин отвору 9 F8 +0,035 +0,013 9,035 9,013 0,022
Товщина
шліца вала 9 f8 -0,013 -0,035 8,987 8,965 0,022 Отвір 54 H12 0,300 54,300 54 0,300 Вал 54 a11 -0,340 -0,530 53,660 53,470 0,190
Схема розміщення полів допусків шліцевого з’єднаннядив. Додаток Ж
10. Розрахунок розмірних ланцюгів
10.1 Основні положення теоріїрозмірних ланцюгів
Вбудь-якій конструкції машини або механізму окремі деталі зв’язані між собоювзаємним розміщенням, розмірами та допусками на них. Вказаний зв’язокрегламентується розмірними ланцюгами.
Розмірний ланцюг сукупністьвзаємозв’язаних розмірів, які утворюють замкнутий контур та визначають взаємнерозміщення поверхонь (або осей) однієї або декількох деталей.
Однією з основних властивостей розмірного ланцюга єйого замкнутість, яка і визначає взаємозв’язок розмірів деталей, які входять врозмірний ланцюг.
Кожний з розмірів, який утворює розмірний ланцюг,називається ланкою. Серед ланок розмірного ланцюга розрізняють одну замикаючуланку, а інші складові.
Замикаюча ланка розмірного ланцюга AΣбезпосередньо не виконується, а утворюється автоматично в результаті виконаннявсіх ланок.
По відношенню до замикаючої ланки складові ланкиділяться на збільшуючі, із збільшенням яких вихідна ланка збільшується, тазменшуюча, при збільшенні яких вихідна ланка зменшується.
Видланки (збільшуюча або зменшуюча) можна встановити використовуючи правило обходупо контуру. Для цього на схему розмірного ланцюга замикаючій ланці надаютьпевне направлення, яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки.
10.2 Схема розмірного ланцюга
На рис. 9.1. зображено вузол коробкишвидкостей.
Згідно з технічними вимогами довузла, що розглядається необхідно щоб сумарний осьовий зазор між торцем кришки2 і торця підшипника 34 знаходився в межах 0,40...0,85 мм.
Необхідно визначити допуски таграничні відхилення на розміри тих деталей, які визначають величину осьовогозазору.
Розрахунок розмірного ланцюгаметодом рівних допусків
Аналіз конструкції показує, що вихідноюланкою є осьовий зазор, який залежить від розмірів А1, А2,А3,А4, А5, А6,А7,А8, А9, А10, А11, А12.
Будуємо схему розмірного ланцюга.
Задаємо направлення обходу по контуру і визначаємо зменшуючита збільшуючі ланки :
А1, А2, А3, А4,А5, А6, А7– зменшуючі;
А8, А9, А10, А11,А12– збільшуючі.
/>
Згідно з заданими технічними умовами AΣmax= 0,90 мм;
AΣmin = 0,62 мм, можна записати AΣ= 0,55 /> . Тобто номінальне
значення вихідної ланки AΣ = 0,55.Допуск на розмір вихідної ланки
ТΣ = AΣmax – AΣmin= 0,85 — 0,40 = 0,45 мм.
Складаємо рівняння розмірного ланцюга:
А12+А11+А10+А9 +А8 – (АΣ +A1 + A2+А3 + А4 + А6 +А7)= 0.
Із конструктивних міркувань прийнято що
A1 = 22 мм;
A2 = 118,5 мм;
A3 = 70,5 мм;
A4 = 4,45 мм;
A5 = 22 мм;
A6 = 6 мм;
A7 = 6 мм;
A8 = 2 мм;
A9 = 2 мм;
A10 = 234 мм;
A11 = 2,0 мм;
A12 = 10 мм.
А12+А11+А10+А9 +А8 – (АΣ +A1 + A2+А3 + А4 + А6 +А7) = 10+2+234+2+2-0,55-22-118,5-70,5-4,45-22-6-6=0
Отже вимога основного рівняння виконана.
Визначаємо число одиниць допуску
/>.
По табл. 2 4, ст.14 вибираємо найближчеменше число одиниць допуску а = 25. що відповідає 8 квалітету.
По стандарту СТ РЕВ 144–75 призначаємо допуски на всіскладові розміри по 8 квалітету
ТA1 = 33 мкм; ТA7 = 18 мкм;
ТA2 = 54 мкм; ТA8 = 14 мкм;
ТA3 = 46 мкм; ТA9 = 14 мкм;
ТA4 = 18 мкм; ТA10 = 72 мкм;
ТA5 = 33 мкм; ТA11 = 14 мкм;
ТA6 = 18 мкм; ТA12 = 22 мкм.
10.3.9. Перевіряємо правильність призначення допусківза формулою:
/>
33+54+46+18+33+18+18+14+14+72+14+22≤ 450;
356
Отже умова виконується, однак ми маємо значний запасточності. Візьмемо ланку № 10, № 3 та № 2 по 9 квалітету — ТA10 =115мкм, ТA2 = 87мкм, ТA12 = 36мкм.
Перевіряємо правильність призначення допусків заформулою:
/>
33+87+46+18+33+18+18+14+14+115+14+36≤ 450;
446≤ 280;
Отжеумова виконується.
Призначаємо відхилення на всі складові розміри.Зокрема, на розміри А7 і А6 як на ступінчасті, відхиленнябудуть симетричними, а на всі інші розміри – як на основний вал, тобто в“мінус”
A1 = 22-0,033;
A2 = 118,5-0,087;
A3 = 70,5-0,046;
A4 = 4,2-0,018;
A5 = 22-0,033;
A6 = 6±0,009;
A7 = 6±0,009;
A8 = 2-0,014;
A9 = 2-0,014;
A10 = 234-0,115;
A11 = 2-0,014;
A12 = 10-0,036.
Розраховуємо середні відхилення полів допусківзамикаючої та складових ланок за формулою:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Перевіряємо правильність призначення відхилень заформулою:
/>
0,075 =(-0,018-0,007-0,575-0,007-0,007)-(-0,0165-0,0435-0,023-0,009-0,0165);
0,075 ≠ -0,5055.
Оскільки умова не виконується і тому доцільно ввести“залежну” ланку.
Нехай залежною ланкою буде A4. Тодізберігаємо прийняті вище
відхилення для всіх ланок крім ланки A4.Враховуючи, що ланка
A4 – зменшуюча, її середнє відхиленнявизначаємо за формулою:
/>
/>= δс4 =(-0,018-0,007-0,575-0,007-0,007)-(-0,0165-0,0435-0,023-0,0165)-0,075 = =0,5895;
/>= δс4 = -0,5895.
Граничні відхилення залежної ланки визначаються заформулами:
/> =-0,5895 + 0,018 / 2 = -0,5805;
/> =-0,5895 – 0,018 / 2 = -0,5985.
Таким чином можна записати, що
A4 = 4,2/>.
Перевіримо ще раз правильністьпризначення відхилень за формулою:
/>
0,075 = (-0,018-0,007-0,575-0,007-0,007)-(-0,0165-0,0435-0,023-0,5895-0,0165);
0,075 ≠ 0,075.
Таким чином, виконані розрахунки дозволили уточнитиномінальні значення всіх розмірів, які входять у розмірний ланцюг, іобґрунтовано призначити на них допуски а граничні відхилення.
11. Допуски циліндричнихзубчастих коліс
11.1 Параметри точностізубчастих коліс
Зубчасті передачі це складнікінематичні пари, які мають ряд призначень, а саме: передача крутних моментів,зміни напрямку руху; зміни частоти обертання, перетворення обертального руху впоступальний і навпаки. Параметри точності регламентують точність окремогоколеса та експлуатаційні параметри передачі за ГОСТ 1643 81.
Встановлено 12 ступенів точності зубчастих коліс іпередач.
Для кожного ступеня точності встановлено норми допустимихвідхилень параметрів, що визначають кінематичну точність, плавність роботи іконтакт зубців (норми кінематичної точності, плавності роботи і контактузубців).
11.2 Види спряжень зубчастихколіс
З метою запобігання заклинювання приперегріві передач, забезпеченню умов змащення і обмеженню мертвого ходу приреверсуванні у передачі повинен бути боковий зазор jn (міжнеробочими профілями зубців спряжуваних коліс). Передбачено 6 видів спряжень,які визначають різні значення jn min. Кожний вид спряження маєумовну назву, символ і передбачає різні значення зазору, а саме: вид А збільшений; В нормальний; С зменшений; D малий; Е особливо малий; Н нульовий.
11.3 Вибір параметрів зубчастогоколеса
Для нормальної роботи зубчатого зачеплення приймаємо такіспряження: 8-7-7-В,
де: 8 — ступінь по нормам кінематичної точності;
7 — ступінь точності по нормам плавності;
7 — ступінь точності по нормам контакту зубців;
В — вид спряження зубців.
Вихідні дані:
Ділильний діаметр d= 88 мм;
Міжосьова відстань а=132 мм;
Приймаємо, що m = 4, тоді z= 22.
Визначаємо довжину спільної нормалі:
W = m W1,
де W1 – довжина спільної нормалі при m=1мм.
W1 = 7,688 при zn = 4 ( 2, стор.885, табл. 5.30 ).
Тоді W = m W1 = 4 7,688 = 30,75 мкм.
Fr = 53 допуск на радіальне биттязубця ( 2, стор. 845, табл. 5.7 ).
Визначення допуску на середню довжину загальноїнормалі:
TWmi = 85 мкм ( 2, стор. 870, табл. 5.20 ).
Визначення найменшого відхилення середньої довжинизагальної нормалі:
/>.
E¢Wms = 110 мкм ( 2, стор. 867, табл. 5.19).
E¢¢Wms = 14 мкм при Fr = 53.
Тоді Еms = ( 110 + 14) = 124 мкм.
Визначення нижнього відхилення середньої довжинизагальної нормалі:
/>.
Отже довжина загальної нормалі:
30,75/>.
Визначення гарантованого бокового зазору :
jn = jn1 + jn2
jn1 = a ( a1 ( t1 20° ) a2 ( t2 20° ) ) 2sina,
де а між осьова відстань;
a1,a2 коефіцієнти лінійногорозширення:
a1 = 11.5 10-6°С-1 для стальних коліс;
a2 = 10.5 10-6°С-1 для чавунного корпусу ( 1, стор. 188, табл. 1.62 );
t1, t2 граничнітемператури зубчастого колеса і корпуса відповідно t1 = 75 °Ñ; t2 = 50 °Ñ.
jn1 = 132 0,684 ( 11.5 10-6 55 10.5 10-6 30 ) = 29 мкм;
jn2 = ( 10...30 ) m = 20 4 = 80 мкм;
jn = 80 + 29 = 109 мкм;
jn min ³ jn.
По ( 2, стор.863, табл. 5.16 ) вибираємо jn min =160 мкм.
Отже, умова виконується: 160 > 109.
11.4 Схема призначення допусків на боковийзазор
/>
jn min величина гарантованого (найменшого ) бокового зазору;
Tjn допуск на боковий зазор
Література
1. Допуски ипосадки: Справочник / В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.В. Романов, В.А. Врагинский.Л.: Машиностроение, 1982. – ч.1
2. Допуски ипосадки: Справочник / В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.В. Романов, В.А. Врагинский.Л.: Машиностроение, 1983. – ч.2
3. Взаємозамінність,стандартизація і технічні вимірювання: методичні рекомендації щодо виконаннякурсової роботи / Глушич В.О., Переяславський О.О., Іванов М. І., ПодолянинІ.М.–Вінниця РВВ ВДАУ, 2006.
4. Якушев А.И., Воронцов Л.Н., Федотов Н.М., Взаимозаменяемость,
стандартизация и техническиеизмерения. — М.: Машиностроение, 1986.
5. ДунаевП.Ф., Дедиков О.П., Варламова Л.П… Допуски и посадки Обоснование выбора. — М.:Высш. школа, 1984.
6. СТ СЭВ368-76. Единая система конструкторской документации. Указание на чертежахдопусков формы и расположения поверхностей.
7. ГОСТ2.105-68. Форма для текстовых конструкторских документов.