Вибір допусків і посадок при проектуванні зубчастої передачі

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.


Нажми чтобы узнать.
скачати

Допуски циліндричних зубчастих коліс

Вихідні дані:

Кількість зубів великого колеса Z 1 = 139,

Кількість зубів малого колеса Z 2 = 21,

Окружна швидкість V = 0,769 м / с,

Модуль m = 2 мм.

Геометричні параметри зубчастої передачі розраховуємо за формулами

Ділильний діаметр великого колеса:

d d1 = m Z 1

d d1 = 2 × 139 = 278 мм.

ділильний діаметр малого колеса:

d d2 = m Z 2,

d d2 = 2 × 21 = 42 мм

Міжосьова відстань:

a w = = = 160 мм

Ширину зубчастого вінця великого колеса орієнтовно визначаємо: B = 50 мм

Діаметр отвору зубчастого колеса орієнтовно приймаємо рівним:

D =

D = = 92,7 90 мм.

Отримані значення В і D округляємо до розмірів, взятих з ГОСТ 6636-69 «Нормальні лінійні розміри».

Призначення ступенів точності зубчастої передачі

У залежності від окружної швидкості вибираємо ступінь точності за нормою плавності за таблицею 3 [1]. Ступінь точності при V = 0,796 м / с - 9.

Використовуємо ГОСТ 1643-81, застосовуємо принцип комбінування, призначаємо ступінь точності за кінематичною нормі точності 9, за ступенем повноти контакту 9.

Вибір виду сполучення по боковому зазору.

Боковий зазор - це зазор між неробочими профілями зубів, який необхідний для розміщення мастила, компенсації похибок при виготовленні, при складанні і для компенсації зміни розмірів від температури деформацій.

Величину бокового зазору, необхідну для розміщення шару мастила, орієнтовно визначаємо:

J n min розр. = 0,01 m,

J n min розр = 0,01 × 2 = 0,02 мм.

По знайденому значенням J n min розр. Та міжосьовому відстані a w за ГОСТ 1643-81 вибираємо вид сполучення по нормі бічного зазору виходячи з умови:

J n min табл.> = J n min розр, для якого

J n min табл = 40 мкм

J n min розр = 20 мкм

40> 20

Вид сполучення по боковому зазору Є.

Т.ч. точність зубчастої передачі 9E ГОСТ 1643-81

Призначення комплексів показників для контролю зубчастого колеса.

За кінематичної нормі точності беремо F ir "- коливання вимірювального міжосьової відстані.

За нормою плавності f ir "- коливання вимірювального міжосьового відстані-ня на одному зубі.

За нормою повноти контакту F βr - похибка напрямки зуба.

За нормою бічного зазору Е АS "відхилення вимірювального міжосьової відстані (верхнє).

Е аi "- нижнє відхилення.

Таблиця 1 - Показники для контролю зубчастого колеса.

Названі показники

Норми точності

Умовне позначення допуску

Величина допуску, мкм

Коливання вимірювач-ного міжосьового рассто-яния за оборот колеса


Кінематична точність


F ir "


112

коливання вимірювач-ного міжосьового рассто-яния на одному зубі.


Плавності


f ir "

40

Похибка напрямки зуба

Повнота контакту

F βr

50

Відхилення вимірювач-ного міжосьового рассто-яния за оборот колеса


Бічного зазору

Е АS "

Е аi "

40

-110

Оскільки зовнішня поверхня зубчастого вінця не використовується в якості базової поверхні, допуск на зовнішній діаметр призначається як для неспряжуваних розмірів, тобто по h14, а радіальне биття цієї поверхні визначаємо за формулою:

F da = 0.1 * m = 0,2

Допуск на торцеве биття визначаємо за формулою:

F m = 0,5 * F β * d d1 / В = 0,5 * 50 * 278/30 = 231,7 мкм.

Креслення зубчастого колеса виконується за ГОСТ 2403-75

Розрахунок посадок

Розрахунок посадок з натягом.

Дано:

Матеріал валу Сталь45 σ т = 360 МПа

Матеріал колеса Сталь40Х σ т = 800 МПа

Діаметр отвору на вал D = 90 мм

Довжина з'єднання L = b + 10 = 60 мм

Крутний момент Т = 245,338 Н * м,

Шорсткість валу і отвори зубчастого колеса

Для отвори Rа = 2,5 мкм, Rz = 10мкм,

Для валу Rа = 1,25 мкм, Rz = 6 мкм

2.2 Визначаємо коефіцієнти С1 і С2:

Діаметр отвору полого валу d1 = 0,

f = 0,08

Внутрішній діаметр

d2 = (z - 2,4) * m = (139 - 2,4) * 2 = 273,2 мм

D/d2 = 90/273, 2 = 0,33

По таблиці С1 = 1, С2 = 1,2

Для сталі μ 1 = μ 2 = 0,3

Модуль пружності для сталі Е = Па.

Розраховуємо

Nmin =

= 4мкм

Визначаємо найбільше допустиме тиск на поверхні контакту охоплюваній деталі:

Вал: Рдоп1 <= 0,58 * σ т * (1 - ) = 0,58 * 360 = 209 МПа

Колесо:

Рдоп2 <= 0,58 * σ т * (1 - ) = 0,58 * 800 * (1 - 0,67) = 311 МПа

Розраховуємо максимальний розрахунковий натяг за найменшим Рдоп:

Nmax = Рдоп * D * 209 * 0,09 * = 200 мкм

Визначаємо поправку, що враховує зминання нерівностей контактних поверхонь:

U = 2 * (K1 * Rz1 + K2 * Rz2)

З'єднання здійснюється без змащення, таким чином, для сталі К1 = К2 = 0,2

U = 2 * (0,2 * 6 + 0,7 * 10) = 16,4

За графіком визначаємо Uуд - поправку, що враховує нерівність контактного тиску по довжині спряжуваної поверхні охоплює деталі,

Uуд = 0,85

Визначаємо мінімальний функціональний натяг:

Nmin ф = Nmin + U = 4 + 16,4 = 20,4 ≈ 20 мкм

Визначаємо максимальний функціональний натяг:

Nmax ф = (Nmax + U) * Uуд = (200 + 16,4) * 0,85 = 183,94 ≈ 184 мкм

Визначаємо експлуатаційний допуск натягу:

TNе = Nmax ф - Nmin ф - (TD + Td)

По 7 квалітету TD = 35 мкм

TNе = 184 - 20 - 70 = 94 мкм

Визначаємо гарантований запас на збірку:

ТNг.зс = Кс * TNе = 0,1 * 0,094 = 9,4 мкм

Визначаємо гарантований запас на експлуатацію:

ТNг.зе = Ке * TNе = 0,8 * 0,094 = 75,2 мкм

Вибираємо посадку з рекомендованих ГОСТом 25347-89 за умовою:

Nmin т> = Nmin ф

Nmax т <= Nmax ф

Nг.зс <= Nmax ф - Nmax т

Nг.зе => Nmin т - Nmin ф

Вибираємо посадку , Тому що

Nmin т = 89> = Nmin ф = 20

Nmax т = 159 <= Nmax ф = 184

Nг.зс = 9,4 <= Nmax ф - Nmax т = 25

Nг.зе = 75.2 => Nmin т - Nmin ф = 69

З'єднання вал-колесо виконується з посадки 90

Розрахунок калібрів

Розрахунок виконавчих розмірів калібрів-пробок

Для вибраного отвори за номінальним розміром і квалітету точності виписуємо з ГОСТ 24853-81 значення:

7 квалітет z = 5 мкм

y = 4 мкм

H = 6 мкм

= 0

Граничні розміри отвору:

Dmax = D + ES = 90 + 0,035 = 90,035 мм

Dmin = D + EI = 90 + 0 = 90 мм

Розраховуємо найбільший граничний розмір непрохідний пробки:

Dне max = Dmax - + H / 2 = 90,035 +, .006 / 2 = 90,038 мм

Розраховуємо найменший граничний розмір непрохідний пробки:

Dне min = Dmax - - H / 2 = 90 - 0,006 / 2 = 90,032 мм

Записуємо виконавчий розмір непрохідний пробки:

Dне ісп. = мм

Розраховуємо набольший граничний розмір прохідної пробки:

Dпр max = Dmin + z + H / 2 = 90 + 0,005 + 0,006 / 2 = 90,008 мм

Розраховуємо найменший граничний розмір прохідної пробки:

Dпр min = Dmin + z - H / 2 = 90 +0,005 - 0,006 / 2 = 90,002 мм

Записуємо виконавчий розмір прохідної пробки:

Dпр ісп. = мм

Розмір гранично зношеної прохідний пробки:

Dпр ізн. = Dmin - у + = 90 - 0,004 = 89,996 мм

Розрахунок виконавчих розмірів калібрів-скоб.

Граничні розміри валу:

dmax = d + es = 90 +0,159 = 90,159 мм

dmin = d + ei = 90 +0,124 = 90,124 мм

Для вибраного валу за номінальним розміром і квалітету точності виписуємо з ГОСТ 24853-81 значення:

6 квалітет z1 = 5 мкм

y1 = 4 мкм

H1 = 6 мкм

Hp = 2,5 мкм

Розраховуємо найменший граничний розмір прохідний скоби:

dпр min = dmах - z1 - H1 / 2 = 90,159 - 0,005 - 0,006 / 2 = 90,151 мм

Розраховуємо найбільший граничний розмір прохідний скоби:

dпр mах = dmax - z1 + H1 / 2 = 90,159 - 0,005 + 0,006 / 2 = 90,157 мм

Записуємо виконавчий розмір прохідний скоби:

dпр ісп. = мм

Розмір гранично зношеної прохідний скоби:

dпр ізн. = Dmax + у1 - 1 = 90,159 + 0,004 = 90,163 мм

Розраховуємо найменший граничний розмір непрохідний скоби:

dне min = dmin + 1 - H1 / 2 = 90,124 - 0,006 / 2 = 90,121 мм

Розраховуємо найбільший граничний розмір непрохідний скоби:

dне mах = dmin + 1 + H1 / 2 = 90,124 + 0,006 / 2 = 90,127 мм

Записуємо виконавчий розмір прохідний скоби:

dне ісп. = мм

Розрахунок і вибір посадок для підшипників кочення

Дано:

В = 29мм

r = 2 мм

d = 55 мм

D = 120 мм

R = 8000 H

Підшипник кульковий радіальний, серія № 311 (середня)

Клас точності 6.

Допустима напруга для матеріалу кільця при розтягуванні

[Σ] = 400 МПа

Вузол працює без поштовхів і вібрацій.

У зв'язку з тим, що вал обертається, внутрішнє кільце підшипника має циркуляційний навантаження. У цьому випадку посадку вибираємо по розрахунковому натягу.

Розрахунок проводимо за алгоритмом табл. 3.2 [1].

Результати розрахунку:

Визначаємо мінімальний розрахунковий натяг

Для середньої серії N = 2,3

Nmin = = = 9,1 мкм

Визначаємо допустимий натяг:

Nдоп = = 222 мкм

Вибираємо посадку з рекомендованих ГОСТ 13325-85, що задовольняє умовам:

Nmin <= Nmin т.

Nдоп> Nmax т.

Вибираємо посадку , Тому що 9,18 <= 20

222> 51

Ця посадка забезпечує міцність кільця при складанні, тому що

Nmax т = 51 <Nmax р = 222

За ГОСТ520-71 при d = 55 мм l6 ( )

По таблиці 2.10 [1] вибираємо поле допуску для корпусу: Н7.

Шорсткість:

Валов Ra = 0,63

Отворів корпусів Ra = 1.25

Опорних торців заплічок валів корпусів Ra = 1,25

Допуски форми посадочних поверхонь:

валу отвори

Допуск круглості 6,0 мкм 10,0 мкм

Допуск профілю 6,0 мкм 10,0 мкм

поздовжнього перерізу

Розрахунок розмірного ланцюга

Розрахунок розмірного ланцюга будемо виробляти методом повної взаімозаменя-емості.

Записуємо параметри замикаючого ланки:

номінальне значення А D =

- Граничні відхилення

ESA D = + 0,8; EIA D = + 0,1,

- Допуск

TA D = ESA D - EIA D = 0,8-0,1 = 0,7 мм,

- Координату середини поля допуску

Е з А D = (ESA D + EIA D) / 2

Е з А D = = 0,45 мм.

Виявляємо розмірну ланцюг, які збільшують і зменшують ланки. Складаємо її схему.

А4 А3 А2 А1 А D А6

А5


Збільшує ланка А 5; зменшують ланки А 1, А 2, А 3, А 4, А 6.

Конструктивно визначаємо номінальні значення складових ланок

А 1 = 14 мм, А 4 = 10 мм,

А 2 = 67 мм, А 5 = 115 мм,

А 3 = 14 мм, А 6 = 10 мм, А D = 0

Перевіряємо правильність визначення номінальних значень складових ланок

А D = x i А i,

0 = 115 - 14 - 67 - 14 - 10 - 10 = 0

Визначаємо середнє значення допусків складових ланок

ТА СР = ;

ТА СР = = 0,117 мм,

За номінальним розмірами складових ланок, використовуючи

ГОСТ 25347-82 коригуємо отримане середнє значення допусків, крім ланки А 5:

ТА 1 = 0,12 ТА 3 = 0,12 ТА 6 = 0,07

ТА 2 = 0,12 ТА 4 = 0,07

Визначаємо допуск ланки А 5:

ТА 5 = ТА Δ - ТА 1 - ТА 2 - та 3 - ТА 4 - ТА 6,

ТА 5 = 0,7 - 0,12 - 0,12 - 0,12 - 0,07 - 0,07 = 0,2 мм,

Перевіряємо правильність коригування допусків.

ТА Δ = ТА i,

0,7 = 0,12 + 0,12 + 0,12 + 0,07 + 0,07 + 0,2 = 0,7

Задаємо розташування допусків складових ланок і записуємо їх граничні відхилення, крім ланки А 5.

ESA 1 = 0; EIA 1 = -0,12;

ESA 2 = 0; EIA 2 = -0.12;

ESA 3 = ​​0; EIA 3 = ​​-0,12;

ESA 4 = 0,035; EIA 4 = -0,035;

ESA 6 = 0,035; EIA 6 = -0,035;

5.10 Визначаємо координати середин полів допусків складових ланок, крім ланки А 5: Ес i = ,

ЕС1 = = - 0,06,

Ес2 = = - 0,06,

Ес3 = = - 0,06,

Ес4 = = 0,

Ес6 = = 0,

Визначаємо координату середини поля допуску залишився невідомим ланки А 5.

Єса Δ = Ес 5 - Ес 6 - Ес 4 - Ес 3 - Ес 2 - Ес 1,

Ес 5 = єса Δ + Ес 1 + Ес 2 + Ес 3 + Ес 4 + Ес 6,

Ес 5 = 0,45 + (-0,06) + (-0,06) - 0,06 + 0 + 0 = 0,27

Визначаємо граничні відхилення ланки А 5:

ESA i = Eci + TAi / 2; ESA 5 = 0,27 + = 0,37,

EIA i = Eci - TAi / 2; EIA 5 = 0,27 - = 0,17.

Записуємо результати розрахунків:

А 1 = 14 -0,12, А 3 = 14 -0.12, А 6 = ,

А 2 = 67 -0.12, А 4 = , А 5 = ,

Перевірка правильності розрахунків

ESA Δ = Ес 5 - Ес 4 - Ес 3 - Ес 2-Ес 1 - Ес 6 +

EIA Δ = Ес 5 - Ес 4 - Ес 3 - Ес 2-Ес 1 - Ес 6

0,8 = 0,27 - 0 + 0,06 + 0,06 + 0,06 - 0 + = 0,8,

0,1 = 0,27 - 0 + 0,06 + 0,06 +0,06 - 0 - = 0,1,

Розрахунок виконаний вірно.

Література

1.Нормірованіе точності і технічні вимірювання. Методичні вказівки до курсової роботи для студентів всіх спеціальностей заочного факультету. Могильов: УО МГТУ, 2003 -20 с.

2.Методіческіе вказівки до курсової роботи з курсу "Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання." Частина 1. Могильов. Мін.нар. обр. БРСР, ММІ, 1989 р.

3. Лукашенко В.А., Шадура Р.Н. Розрахунок точності механізмів. Навчальний посібник з курсу "Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання" для студентів машинобудівних спеціальностей. - Могилів: ММІ, 1992

4.Допускі і посадки. Довідник. У 2-х ч. / В. Д. Мягков, М. А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагінський. - 6-е вид., Перераб. і доп. - Л.: Машинобудування Ленінгр. отд-ня, 1983. Ч.2. - 448 с.

5.Зябрева М.М., Перельман Є.І., Шегай М.Я. Посібник до вирішення завдань з курсу «Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання» .- М.; Вища школа, 1977.-204 с.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Контрольна робота
88.2кб. | скачати


Схожі роботи:
Вибір допусків і посадок на гладкі елементи деталей машинобудівних вузлів
Розрахунки допусків і посадок
Механізм зубчастої передачі
Проектування зубчастої передачі редуктора
Нормування точності зубчастої циліндричної передачі
Розрахунок вибір і обгрунтування посадок з`єднань
Вибір і розрахунок посадок для гладких з`єднань c розрахунком розмірної ланцюга
Норми освітлення при проектуванні приміщення
Вимога безпеки при проектуванні машин і механізмів
© Усі права захищені
написати до нас
Рейтинг@Mail.ru