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.