Нормування точності зубчастої циліндричної передачі

Курсова робота

з дисципліни "Нормування точності і технічні вимірювання".

Введення

У машинобудуванні створюються і освоюються нові системи сучасних машин для комплексної автоматизації виробництва, що дозволяє випускати продукцію високої якості з найменшими витратами праці.

Велике значення для розвитку машинобудування має організація виробництва машин та інших виробів на основі взаємозамінності, створення і застосування надійних засобів технічного контролю. Підвищення точності і практичності цих коштів, а також зниження собівартості їх виготовлення, безсумнівно, важливий крок у бік підвищення надійності конструкцій.

1. Розрахунок і нормування точності зубчастої передачі

Вихідні дані

Кількість зубів колеса z ₁ = 80

Кількість зубів шестерні z ₂ = 45

Модуль: me = 2 мм

Ділильний діаметр колеса d ₁ = 160мм

Ділильний діаметр шестірні d ₂ = 90мм

Міжосьова відстань R e = 107 мм

Ширина зубчастого вінця В = 19 мм

Окружна швидкість v = 2,8 м / с

1. 1 Вибір ступеня точності зубчастого колеса

Ступінь точності зубчастого колеса визначаємо в залежності від окружної швидкості v. Призначаємо ступінь точності за нормою плавності. При v = 2,8 м / с ступінь точності за нормою плавності - 8 по таблиці методичних вказівок 13 [2]. Користуючись рекомендаціями ГОСТ 1758-81 по комбінуванню ступенів точності призначаємо ступінь точності за нормою кінематичної точності - 8, за повнотою контакту - 7.

1. 2 Вибір виду сполучення по боковому зазору

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

У розв'язуваної задачі бічний зазор визначається з умови розміщення мастила за виразом:

J _{n. Min розр} = 0,01 m e J _{n. min розр} = 0,01 х2 = 0,02 мм

20мкм <40мкм = J _{n. Min т}

Так як передача відноситься до тихохідної (v <3 м / с), за таблицею ГОСТ 1758-81 при J _{n. Min розр.} = 0,02 мм = 20мкм і R e = 107 мм вид сполучення по боковому зазору - С для якого J _{n. min розр.} = 20 мкм. Таким чином ступінь точності зубчастого колеса: 8 - 8 - 7 - С ГОСТ 1758-81.

Вибір показників, для контролю зубчастого колеса з ( ) Проводиться відповідно до рекомендації по таблицях 2,3,5 ГОСТ 1758-81, а за таблицями 6,8,12, і 22 цього ж ГОСТу призначаємо на них допуски.

Засоби для контролю показників вибираємо по таблиці [5]. Результати вибору показника допуску на них і засобів контролю зводимо в таблицю 1.

Таблиця 1-Показники і прилади для контролю зубчастого колеса.

1. 3 Визначення параметрів зачеплення

Se = 1.387 m = 1.387 * 2 = 2.774

he = 0.747 m = 1.387 * 2 = 1.494

1. 4 Визначення вимог до точності заготовки

Радіальне биття F r = 0.1 * m = 0.1 * 2 = 0.2.

Торцеве биття: Ft = F табл · d / 100 = 0.024 · 160/100 = 0,0384 мм

d-ділильний діаметр

2. Гладкі циліндричні з'єднання

2.1 Розрахунок і вибір посадок

Вихідні дані

Номінальний діаметр з'єднання d = 55мм

Розміри шпонки bxh = 16х10

Ступінь точності за нормою кінематичної точності - 8

Допуск радіального биття зубчастого вінця F _r = 63 мкм

При передачі крутних моментів за допомогою шпонок у з'єднанні валу з маточиною застосовується одна з перехідних посадок. Яка забезпечує високу точність центрування зубчастого колеса на валу і легку складання та розбирання з'єднання. Гарне центрування зубчастого колеса на валу необхідно для забезпечення високої кінематичної точності передачі, обмеження динамічних навантажень і т.д. Відомо, наявність зазору у сполученні, за рахунок одностороннього зміщення вала в отворі, викликає поява радіального биття зубчастого вінця колеса, визначального кінематичну точність.

У цьому випадку найбільший допустимий зазор, що забезпечує перша умова, може бути визначений за формулою:

S _{max розр.} <= F _r / K _т

де, К _т - коефіцієнт запасу точності (К _Т = 2 ... 5);

F _r - допуск радіального биття зубчастого колеса;

приймаємо К _т рівним 2;

S _{max розр.} = 45 / 2 = 22,5

Легкість збирання та розбирання з'єднання визначається найбільшим граничним натягом, величина якого розраховується за формулою:

N _{max розр.} = S _{max розр.} × 3 - z / 3 + ​​z = 22,5 × 3.843 / 2.157 = 39,9

де, аргумент (z = x / s) відповідає функції Лапласа

Ф _о (z) = Р _Δ -0,5

Р _Δ - вірогідність отримання зазору в з'єднанні, вибирається в залежності від переважання вимог до одного з умов висуваються до з'єднання. Р _Δ = 0,3 для 8 ступені точності, z = -0,84 для 8 ступені точності.

Ф _о (z) = Р _Δ -0,5 =- 0,2

N _{max розр.} = 22,5 * = 39,9

За розрахунковими значеннями S _{max розр.} = 22,5; N _{max розр} = 39,9 вибираємо стандартну посадку, враховуючи умови:

S _{max розр.} ≥ S _{max таб.}

N _{max розр} ≥ N _{max таб.}

Такий посадкою може бути: Ø 55 Н7 / n 6,

для якої N _{max таб.} = 39мкм

S _{max таб.} = 10мкм

Отвір Ø 55 Н7 ⁽⁺³⁰ ₀₎

Вал Ø 55 n 6 ⁽⁺³⁹ ₊₂₀₎

При нормальному шпонкових з'єднань за стандартом для паза втулки передбачено поле допуску IS 9;

для паза валу - N 9;

для шпонки - h 9;

посадка в з'єднанні шпонка - паз втулки - IS 9 / h 9;

посадка в з'єднанні шпонка - паз вала - N 9 / h 9;

За таблицями ГОСТ 25347 - 82 визначаємо граничні відхилення для пазів валу, втулки і шпонки:

b _Вт - 16IS9 _(-0,021 ^+0,021)

b _валу - 16N9 _(-0,043 ⁰⁾

b _шт. - 16h9 _(-0,043 ⁰⁾

Визначаємо допуски паралельності і симетричності шпонкових пазів.

Т _пар. = 0,5 Т b = 0,5 · 0,042 = 0,021 мм

Т _сим. = 2Т b = 2 · 0,043 = 0,086 мм

2.2 Розрахунок калібрів

Р асчет калібрів пробок.

Вихідні дані:

Отвір Æ 55 H 7 ₍₀ ^+0,030);

D _max = 55 +0,030 = 55,030 мм;

D _min = 55 мм;

Калібри для контролю отворів називаються пробками. Калібри виготовляються комплектом з прохідного (ПР) і непрохідного (НЕ) калібрів. При контролі деталі калібрами вона призначається придатної якщо прохідний калібр проходить, а непрохідний не проходить через проверяемую поверхню.

Допуски для виготовлення калібрів нормуються ГОСТ 24853-81.

Для визначення граничних і виконавчих розмірів пробок з таблиці зазначеного стандарту виписуємо чисельні значення параметрів H, Z, Y.

H = 5мкм - допуск на виготовлення калібру

Z = 4мкм - координата середини поля допуску прохідний пробки

Y = 3мкм - координата визначає кордон прохідний пробки

Визначаємо граничні і виконавчі розміри пробок:

ПР _max = D _min + Z + H / 2 = 55 +0.004 +0.005 / 2 = 55.0065мм

ПР _min = D _min + Z-H / 2 = 55 +0.004 - 0.005 / 2 = 55.0015 мм

ПР _ізм. = D _min - Y = 55 - 0.003 = 29.997 мм

НЕ _max = D _max + H / 2 = 55,030 +0.005 / 2 = 55,0325 мм

НЕ _min = D _max - H / 2 = 55,030-0.005 / 2 = 55,0275 мм

ПР _ісп. = ПР _​​max-H = 55.0065-0.005

НЕ _ісп. = НЕ _{max - H} = 55,0325 _-0.005

Розрахунок калібрів скоб.

Вихідні дані:

Вал Æ 55 n 6 ₍₊₂₀ ⁺³⁹⁾

d _max = 55.039мм

d _min = 55.020мм

Калібри для контролю валів призначаються скобами які також як і пробки мають прохідну і непрохідну сторони. Для визначення граничних і виконавчих розмірів скоби з таблиці ГОСТ 24853-81, виписуємо значення

H ₁ = 3км;

Z ₁ = 4км;

Y ₁ = 3мкм;

H _p = 2км;

Визначаємо граничні і виконавчі розміри калібрів-скоб:

ПР _max = d _max - Z 1 + H 1 / 2 = 55,039-0.004 +0.003 / 2 = 55,0365 мм

ПР _min = d _max - Z1-H1 / 2 = 55,039-0.004-0.003 / 2 = 55,0335 мм

ПР _ізм. = D _max + Y1 = 55,039 + 0.003 = 55,042 мм

НЕ _max = d _min + H1 / 2 = 55,020 +0.003 / 2 = 55,0215 мм

НЕ _min = d _min - H1 / 2 = 55,020-0.003 / 2 = 55,0185 мм

ПР _ісп. = ПР _{​​min +} H = 55,0335 +0.004 мм

НЕ _ісп. = НЕ _{min + H} = 55,0185 +0.004 мм

2.3 Розрахунок і вибір посадок підшипника кочення

Вихідні дані:

підшипник № 7313

D = 140 mm, d = 65 mm, r = 3,5, B = 36 mm

Клас точності підшипника - 5

Радіальне навантаження F _r = 32 k Н

Обертається вал, вал суцільний, корпус масивний. Навантаження помірна.

Вибір посадок підшипника кочення на вал і в корпус.

Обертається вал, внутрішнє кільце підшипника є циркулярно навантаженим. Навантажене кільце, що з'єднує з нерухомим корпусом відчуває місцеве напруження, отже внутрішнє кільце повинне з'єднаються з валом з посадки з натягом, зовнішнє з отвором у корпусі - по посадці з невеликим зазором. Посадку внутрішнього кільця підшипника на вал визначаємо за інтенсивністю радіального навантаження P _r

де, F _r - радіальне навантаження на опору, кН;

k ₁ - динамічний коефіцієнт посадки, при помірному навантаженні До ₁ = _1;

k ₂ - коефіцієнт враховує конструкцію валу, при суцільному валі, до ₂ = 1;

k ₃ - коефіцієнт враховує тип підшипника, для однорядних НЕ здвоєних підшипників, k3 = 1;

У = 0,036;

r = 0,0035;

За розрахунковим значенням P _r і номінальному діаметру d встановлюємо поле допуску вала - Ø65 k 65

Поле допуску для отвори в корпусі визначається в залежності від діаметра, характеру навантаження і конструкції корпусу - Н6.

Квалітети точності для отвору і валу встановлюються в залежності від класу точності підшипника. Вал обробляється по 6, а отвір по 7 квалітетами точності.

D _отв. = 140Н 6 ₍₀ ^{+0.03 0);}

d _валу = 65 k5 _(+0.002 ^+0.015).

Граничні відхилення для кілець підшипника визначаємо за ГОСТ 520-89

d _{підшитий.} = 65 l 5 (-0,009);

D _{підшитий.} = 140 L 5 (-0,011).

Таким чином, посадка по внутрішньому кільцю підшипника Æ 65 L 5 / k 5.

По зовнішньому Æ 140Н 6 / l5.

Визначення вимог до посадочних поверхонь валу і отворів у корпусі.

Вимоги до посадочних поверхонь валу і отвори визначаються за

ГОСТ 3325-85: шорсткість поверхні - таблиця 3; допуски круглості і профілю поздовжнього перерізу - таблиця 4; допуск торцевого биття опорного торця валу - таблиця 5.

R _{а валу} = 0.63

R _{а отв.} = 0.63

R _{а торця валу} = 1.25

Т _{кр. валу} = Т _{проф. прод. січ.} = 3,5 мкм

Т _{коло. отв.} = Т _{ПРФ. прод. січ.} = 7,5 мкм

Т _{торці. биття. валу} = 21мкм

3. Розрахунок розмірного ланцюга

А6

А _Δ А ₁ А ₂ А ₃ А ₄ А ₅

А ₁ = 10 мм А ₃ = 34 мм A 5 = 28 мм АΔ = 1 ± 0,35 мм

А ₂ = 8 мм А4 = 113 А ₆ = 133 мм

P = 4. 5 t = 2.00 λ ² = 1 / 9 ξ = ± 1

Визначаємо допуск замикаючого ланки

ТА _Δ = ЕSА _Δ - ЕJА _Δ = 0,70 мм

Визначаємо координату середини поля допуску замикаючого ланки

Єса _Δ = (ЕSА _Δ + ЕJА _Δ) / 2 = (0,35 - 0,35) / 2 = 0

А6-збільшує ланка

А _1, А _2, А _3, А _4, А _{5-зменшують} ланки

Визначаємо середній допуск складових ланок:

ТАСР = = = 0,429

За ГОСТ 25346 - 82 призначаємо допуски на ланки:

ТА ₁ = 0,36 мм

ТА ₂ = 0,36 мм

ТА ₃ = 0,35 мм

ТА ₄ = 0,39 мм

ТА ₅ = 0,52 мм

ТА ₆ = 0,46 мм

Перевірка правильності розрахунків:

= 0,7 мм

Призначаємо відхилення на складові ланки розмірної ланцюга:

А ₁ = 10 _{- 0,36} мм А ₃ = 34 _{- 0,35} мм A ₅ = 28 _-0,52 мм

А ₂ = 8 _{- 0,36} мм А ₄ = 113 _{- 0,39} мм A ₆ = 200 _-0,46 мм

Визначаємо координати середини полів допусків, крім єса ₆

Єса ₁ = - 0,18 мм єса ₅ = - 0, 23 мм

Єса ₂ = - 0,18 мм

EcA ₃ = ​​- 0,175 мм

Єса ₄ = - 0,195 мм

Визначаємо координату середини поля допуску ланки А6

ECA Δ =- єса ₁ - E сА _{2-EcA 3-ЕСА 4-ЕСА 5} + єса ₆

Єса ₆ = 0 - (0,18 +0,18 +0,26 +0,195 +0,175) =- 0,99 мм

Визначаємо верхнє і нижнє відхилення ланки А ₆

ЕSА ₆ = єса ₆ + ТА ₆ / 2 = -0,99 + 0,46 / 2 = -0,76 мм

Е I А ₆ = єса ₆ - TА ₆ / 2 = -0,99 - 0,46 / 2 = -1,22 мм

А ₆ = 200

Перевірка правильності розрахунків:

ESA Δ = єса ₆ - ЕСА ₁ - E сА ₂ - EcA ₃ - ЕСА ₄ - Ес ₅ -

Єса ₁ + + t = -

.99 +0.18 +0.18 +0.175 +0.195 +0.23 +2 ·

= 0.35

EIA Δ = єса ₆ - ЕСА ₁ - E сА ₂ - EcA ₃ - ЕСА ₄ - Ес ₅ - ЕСА ₁ +

+ T = -

0.99 +0.18 +0.18 +0.175 +0.195 +0.23 -

2 · = - 0.35

Завдання вірна.

Список використаних джерел

1. Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання: Підручник для вузів (А. ​​І. Якушев, Л. М. Воронцов, М. М. Федоров). - М.: Машинобудування, 1986, - 352с.

2. Допуски і посадки: Довідник в 2 - х ч. (В. Д. Мягков, М. А. Палей, А. Б. Романовський, В. А. Брачінскій. - Л.: Машинобудування, 1982. - Ч.1, 2,448 с.

3. ГОСТ 24853 - 81. Калібри гладкі для розмірів до 500 мм. Допуски.

4. ГОСТ 3335 - 85. Поля допуску та технічні вимоги до посадочних поверхонь валів та корпусів.