Зміст
1. Вихідні дані
2. Постановка завдання
3. Завдання:
4. Розрахунок і вибір посадок підшипників ковзання.
4.1 Теоретичні відомості
4.2 Розрахунок і вибір посадок підшипників ковзання
5. Розрахунок і вибір посадок з натягом для з'єднання зубчастого вінця з маточиною
6. Розрахунок і вибір перехідних посадок для з'єднання черв'ячного колеса з валом
7. Розмірний аналіз
8. Розрахунок параметричного ряду
9. Висновок
1. Вихідні дані
Вихідними даними є:
конструкція механізму, що задається складальним кресленням;
номінальні розміри деталей, які підлягають розрахунку з'єднань, що визначаються за складального креслення з урахуванням масштабу зображення; масштаб зображення у свою чергу визначається завданням одного з розмірів - діаметра шийки валу в підшипнику ковзання з заданим позначенням;
навантажувальні параметри і умови роботи;
діапазон і число членів параметричного ряду механізму;
матеріал зубчастого вінця - бронза, маточини черв'ячного колеса - чавун.
2. Постановка завдання
Досконалість конструкції машин і механізмів багато в чому залежить від обгрунтованості рішень з питань характеру сполук (посадки) і точності геометричних параметрів деталей, які безпосередньо впливають на надійність, потужність, продуктивність та інші експлуатаційні показники машин і механізмів у цілому. Разом з тим вимоги по точності розмірів деталей впливають на продуктивність і економічність процесів їх обробки при виготовленні. Тому рішення із зазначених питань повинні бути обгрунтованими і враховувати як вимоги щодо якості виробів, так і технічні вимоги. У теорії взаємозамінності розроблені розрахункові методи обгрунтування таких рішень, що застосовуються в курсовій роботі. Разом з методичними вказівками студенту видаються два креслення-копії - складальне креслення механізму і креслення деталі.
3. Завдання:
1. Розрахувати та вибрати посадки для наступних сполук заданого на кресленні механізму:
з'єднання валу черв'ячного колеса з отвором вкладиша підшипника ковзання або з'єднання підшипника кочення по внутрішньому кільцю з валом черв'яка і зовнішнього кільця з отвором у корпусі;
з'єднання зубчастого вінця черв'ячного колеса з маточиною;
з'єднання черв'ячного колеса з валом.
2. Розрахувати допуски заданої нижче розмірної ланцюга, що бере участь у забезпеченні допуску на зміщення середньої площині черв'ячного колеса: виявити похідні розмірні ланцюги.
Допуск на зміщення середньої площині черв'ячного зачеплення задати в технічних вимогах на складальному кресленні.
3. На кресленні валу черв'ячного колеса задати допуски:
на розміри (умовними позначеннями);
на відхилення розташування поверхонь (відхилення від співвісності опорних поверхонь валу щодо посадочної поверхні вала під черв'ячне колесо);
на відхилення форми поверхонь (відхилення від круглості опорних і посадкових поверхонь валу);
на шорсткість.
4. Розрахувати і побудувати на основі кращих чисел параметричний ряд за потужністю механізмів даного типу.
Нижче наведено методичні вказівки щодо вирішення поставлених завдань.
Варіант № | 12 |
Діаметр вала в підшипнику ковзання, мм | 90 |
Частота обертання вала, об / хв | 2500 |
Навантаження на підшипник Р I, Н | 500 |
Характер навантаження - перевантаження,% | 300 |
Марка мастила | І - 20А |
Крутний момент на черв'ячної колесі М кр, Н | 470 |
Умовне позначення підшипника кочення | 318 |
Ступінь точності передачі по ГОСТ 3675 - 81 | 8 |
Діапазон параметричного ряду, кВт | 4 - 16 |
Число значень в ряду | 12 |
4. Розрахунок і вибір посадок підшипників ковзання
4.1 Теоретичні відомості
Початкове умова розрахунку інтервалу функціональних зазорів - необхідність забезпечення режиму рідинного тертя. Ця умова може бути записано у вигляді:
(1)
де - Найменша товщина шару мастила в підшипнику;
- Найменша товщина шару мастила, забезпечує режим рідинного тертя, тобто надійне розклинення поверхонь валу і вкладиша в процесі обертання.
Приймають:
де висота нерівностей шорсткості поверхонь валу і вкладиша;
коефіцієнт запасу, зазвичай
.
З урахуванням існуючих методів обробки та функціональних вимог до шорсткості поверхонь тертя підшипників ковзання можна прийняти для поверхонь вкладишів (отворів) значення параметра в межах від 1,5 до 6,3 мкм., для поверхонь валу - від 0,1 до 5,0 мкм.
Розрахунок найменшого та найбільшого функціональних зазорів - і
, При яких вихідна умова задовольняється, ведеться методом послідовних наближень:
задаються орієнтовними значеннями
і
;
якщо співвідношення (1) не виконується, орієнтовні значення зазорів необхідно змінити:
для кожного з них обчислюється
і перевіряється співвідношення (1);
Інший шлях - зменшення шорсткості в розумних межах. На першому етапі і
приймаються з таких міркувань.
У межі чисто геометрично
Але це відповідає несталих режимах роботи, тому що шар мастила позбавлений клиноподібної форми. Обов'язково повинен бути ексцентриситет у взаємному положенні валу і вкладиша.
Рис.1 залежність
Тому на першому етапі можна прийняти:
мкм. (Граничне значення зазору, за яким розрахункові залежності не дотримуються).
Дійсна товщина шару мастила при заданих зазорах визначається за виразом, одержуваному з геометричних співвідношень:
де замість підставляється перевіряється значення зазору.
Відносний ексцентриситет визначається по залежності, що зв'язує
з коефіцієнтом навантаженості підшипника
і з відносними розмірами підшипника
.
При цьому:
де середній тиск у підшипнику, Па.;
де - Навантаження,
і
- Довжина і номінальний діаметр підшипника;
- Відносний зазор,
.
Кутова швидкість обертання валу (рад / с):
де - Число обертів вала в хвилину;
- Динамічна в'язкість мастила, (Па
с):
де - Динамічна в'язкість мастила при 50 ° С,
- Температура мастила.
Можна прийняти:
при
Після визначення меж інтервалу функціональних зазорів приступають до вибору стандартної посадки.
Посадка вибирається за системою ЕСДП. Умови вибору посадки можуть бути сформульовані наступним чином:
Доцільність дотримання принципу перевагу;
, Де S - зазори стандартної посадки (необхідна умова);
З метою забезпечення найбільшого запасу на знос посадка за зазору повинна бути близькою до нижньої межі функціональних зазорів -
Повинні бути враховані особливості застосування посадок системи отвори і посадок системи валу.
4.2 Розрахунок і вибір посадок підшипників ковзання
По таблиці для мастила І - 20А знаходимо значення динамічної в'язкості при температурі :
Па
с;
При розрахунку граничних значень функціонального зазору приймаємо:
температуру мастила при S наім.ф. - 100 С;
температуру мастила при S наіб.ф - 50 С.
Тоді динамічна в'язкість мастила:
- При найменшому функціональному зазорі
= 0,015
(50/100) 3 = 1,88
10 -3 Па
с;
- При найбільшому функціональному зазорі
0,02
(50/50) 3 = 0,02 Па
с.
Кутова швидкість обертання вала в підшипнику:
= 3,14
2500/30 = 261,6 рад / с.
Середній тиск у підшипнику:
= 500 / (0,1053
0,09) = 5,28
10 Квітня Па.
Найменша товщина шару мастила в підшипнику, що забезпечує режим рідинного тертя, тобто надійне розклинення поверхонь валу і вкладиша в процесі обертання:
.
Приймаємо:
за умови обробки цапфи вала шліфуванням R z1 = 1,6 мкм;
за умови обробки вкладиша тонким розточуванням R z2 = 3,2 мкм;
поправку на відхилення в умовах роботи від заданих h a = 2 мкм
коефіцієнт запасу k = 2.
Тоді 2 (1,6 +3,2 +2) = 13,6 мкм.
Найменший функціональний зазор S нм.ф. = 3 13,6 = 40,8 мкм.
Приймаються в якості найбільшого функціонального зазору S наіб.ф. = 400 мкм (граничне значення зазору, за яким розрахункові залежності не дотримуються).
Зробимо перевірочний розрахунок.
Для цього необхідно знайти величину відносного зазору:
.
Знайдемо коефіцієнт навантаженості підшипника при зазорі, що дорівнює S наіб.ф:
=
.
Враховуючи те, що навантаження на підшипник мала (500 Н), а також те, що ,
, Методом екстраполяції, виходячи з таблиці 1 методичних вказівок, обчислюємо
, Який виходить приблизно дорівнює 0,015.
Тоді =
= 20,1 мкм;
20,1> 13,6
Коефіцієнт навантаженості при зазорі, що дорівнює 400 мкм:
Величина відносного зазору:
;
0,1989;
Таким же методом обчислюємо , Отримаємо:
.
Тоді h найм = (400 / 2) (1-0,15) = 170 мкм
170> 13,6
Таким чином, визначений інтервал функціональних зазорів:
S нм.ф. = 40,8 мкм
S нб.ф. = 400 мкм
З числа рекомендованих посадок, наведених у додатку стандарту ГОСТ 25347 - 82 "ЕСДП". Поля допусків і рекомендовані посадки, виписуємо бажані посадки системи отвори, зазори яких задовольняють співвідношенню (1):
,
,
,
,
З цих посадок вибираємо посадку - , Що забезпечує найбільший запас на знос.
Поле допуску отвору - Н7 (+0,035).
Поле допуску вала - Е8 .
Найменший зазор:
мм;
Найбільший зазор:
мм;
Запас на знос:
І = 0,400-0,161 = 0,239 мм.
Зобразимо схему розташування полів допусків із зазначенням їх позначень та граничних відхилень:
5. Розрахунок і вибір посадок з натягом для з'єднання зубчастого вінця з маточиною
Мета розрахунку - визначення інтервалу функціональних натягов в поєднанні зубчастого вінця з маточиною черв'ячного колеса редуктора.
Вихідні дані:
Номінальний діаметр з'єднання
Довжина з'єднання
Діаметр отвору в ступиці
Діаметр зубчастого вінця під вкладишем
Крутний момент
Найменший функціональний натяг визначається як найменший розрахунковий натяг
, Що розраховується з умови передачі заданого крутного моменту
. При цьому в отриманий результат вводимо дві поправки:
, Де
- Поправка на зминання нерівностей поверхонь, що сполучаються,
- Поправка на можливе послаблення натягу, обумовлене нерівномірним розширенням матеріалів деталей, що з'єднуються при нагріванні в процесі роботи механізму.
де - Коефіцієнт тертя при відносному обертанні деталей, рівний 0,2;
- Модулі пружності матеріалу зубчастого вінця і маточини
,
- Коефіцієнти Ляме зубчастого вінця і маточини, що визначаються за формулами:
де - Коефіцієнти Пуассона (для чавуну
, А для бронзи
),
,
.
Підставляємо отримані значення і знаходимо найменший розрахунковий натяг:
.
Для визначення найменшого функціонального натягу необхідно розрахувати значення поправок.
Поправка, яка враховує зминання нерівностей контактних поверхонь при складанні для матеріалів з різними механічними властивостями розраховується за наступною формулою:
де - Висота нерівностей поверхні отвору і валу (
,
);
- Коефіцієнти, що враховують висоту зминання нерівностей втулки та валу (при механічній запрісовке при нормальній температурі з мастильним матеріалом
,
).
.
Внаслідок відмінності робочих температур деталей від температури при збірці, а також відмінності температурних коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів, натяг в з'єднанні може змінюватися. Отже, потрібно ввести поправку. Враховуючи рівність робочих температур деталей, що з'єднуються, формула поправки має вигляд:
де - Номінальний діаметр з'єднання;
- Робоча температура деталей;
- Температура при складанні з'єднання;
- Температурні коефіцієнти лінійного розширення деталей (спр. дані).
.
Тоді .
Визначимо найбільший функціональний натяг
де - Поправка, що враховує нерівномірність розподілу питомого тиску по довжині з'єднання, що дорівнює 0,7;
де - Допустиме питомий тиск, що приймається за менш міцною деталі - зубчастому вінця.
де - Межа текучості матеріалу деталей при розтягуванні (
).
.
Таким чином, визначений інтервал функціональних інтервалів:
Стандартна посадка вибирається із системи ЕСДП (Єдина система допусків і посадок), наведеної в довідковій літературі або безпосередньо в стандарті - ГОСТ 25347-82.
Умови вибору посадки з натягом:
Посадка вибирається по можливості з числа кращих або рекомендованих посадок основного отвору (системи отвори);
, Де
- Натяг обраній посадки;
З числа посадок з натягом, що задовольняють другій умові, вибирається посадка з найбільшим натягом.
Частина допуску натягу , Що йде в запас міцності при складанні з'єднання (технологічний запас міцності), завжди повинна бути менше частині допуску
, Що забезпечує запас міцності з'єднання при експлуатації, так як вона обумовлена лише можливим пониженням міцності матеріалу деталей і підвищенням зусиль запресовування, які виникають внаслідок перекосів деталей, що з'єднуються, коливання коефіцієнта тертя і температури. Для з'єднання маточини і вінця черв'ячного колеса, втулок підшипників ковзання, кращою посадкою є посадка
. Але в нашому випадку характер навантаження - перевантаження 300%, тому вибираємо посадку
.
де і
- Найменший і найбільший натяг обраної стандартної посадки.
Розташування полів допусків обраної посадки має вигляд:
Рис. 2. Схема полів допусків посадки
6. Розрахунок і вибір перехідних посадок для з'єднання черв'ячного колеса з валом
Перехідні посадки використовують в нерухомих рознімних з'єднаннях для центрування змінних деталей або деталей, які при необхідності можуть пересуватися вздовж валу. Ці посадки характеризуються малими зазорами і натягом, що, як правило, дозволяє збирати деталі при невеликих зусиллях. Для гарантії непорушності однієї деталі щодо іншої з'єднання додатково кріплять шпонками, незграбними гвинтами та іншими кріпильними засобами.
Перехідні посадки передбачені тільки в квалітети 4-8. Точність валу в цих посадках повинна бути на один квалітет вище точності з'єднання.
Можливість забезпечення високої точності центрування сполучених деталей і відносна легкість складання з'єднань - характерні особливості перехідних посадок. Таким вимогам має відповідати з'єднання черв'ячного колеса з валом. Тут похибка центрування з'єднання, що визначається допустимим зазором, збільшує фактичне значення одного з показників точності черв'ячної передачі - радіального биття зубчастого вінця черв'ячного колеса , Яке обмежується допуском
.
Вибір перехідних посадок визначається необхідними точністю центрування і легкістю збірки і розбирання з'єднання. Точність центрування визначається радіальним биттям втулки на валу (або валу у втулці), що виникає при зазорі та односторонньому зсуві валу в отворі.
Розрахунок перехідних посадок полягає у визначенні інтервалу функціональних, тобто допустимих за умовою роботи, зазорів (натягов): .
При цьому: найбільший зазор визначається з умови забезпечення заданої точності центрування з'єднання;
Похибки форми і розташування поверхонь сполучаються, зминання нерівностей, а також знос деталей при повторних збірках і розбірках призводять до збільшення радіального биття, тому для компенсації зазначених похибок, а також для створення запасу точності, найбільший дозволений зазор у з'єднанні необхідно визначати за формулою:
де - Допуск радіального биття поєднаної з валом деталі,
- Коефіцієнт запасу точності,
для 8 ступені точності при діаметрі черв'ячного колеса
дорівнює
, Тоді:
де - Значення стандартної випадкової величини, розподіленої за нормальним законом і задовольняє умові.
Легкість збирання та розбирання з'єднань з перехідними посадки, а також характер цих посадок визначаються ймовірністю отримання в них зазорів і натягов.
при
Тут P - імовірність зазору в з'єднанні, що кількісно характеризує вимога до легкості складання.
.
За розрахунковими значеннями вибирається стандартна посадка з умови:
, Тобто
, Де
- Значення зазору (натягу) вибраної стандартної посадки, яка не повинна бути точніше 6-го квалітету.
При високих вимогах до точності центрування, а також при великих (особливо ударних) навантаженнях і вібраціях призначають посадки з великим середнім натягом, тобто H / n, H, m. Чим частіше потрібне розбирання (збірка) вузла і чим вона складніша і небезпечніша в сенсі пошкодження інших деталей з'єднання (особливо підшипників кочення), тим менше повинен бути натяг у з'єднанні, тобто слід призначати перехідні посадки H / k, H / j s.
Поле допуску отвори H 8 (+64)
7. Розмірний аналіз
Розмірний аналіз полягає у виявленні розмірних ланцюгів і в розрахунку допусків розмірів, що входять до їх складу.
Для черв'ячної передачу 8-го ступеня точності з модулем при міжосьовій відстані рівним:
,
За ГОСТ 3675-81 в розділі «Норми точності контактування» знаходимо .
Номінальні розміри:
;
;
;
;
- Замикає розмір
- Збільшують ланки. Ланка
- Зменшує.
Допуск замикаючого ланки:
.
У залежності від номінальних розмірів складових ланок знаходимо значення одиниць допусків:
При розрахунку за методом максимуму - мінімуму число одиниць допуску виходить рівним:
.
Це значення відповідає, приблизно, 9-му квалітету точності. Нехай резервним ланкою є ланка , Тоді:
;
;
;
Знаходимо відхилення резервного ланки :
;
;
Верхнє відхилення ланки :
.
Нижня відхилення: .
За розрахунковими відхилень ланки .
Розрахунки, знайдені для ланок відхилення не призведуть до виходу розміру замикаючого ланки за межі заданого допуску.
8. Розрахунок параметричного ряду
Розрахунок має на меті встановити і позначити параметричний ряд редукторів. Параметричні ряди механізмів і машин встановлюються на основі рядів бажаних чисел. Система бажаних чисел оформлена стандартом і заснована на рекомендації ІСО.
Стандартизований параметр - потужність, кВт
Діапазон параметричного ряду - 4-16 кВт
Кількість членів ряду - 12.
Визначаємо розрахункове значення знаменника геометричній прогресії параметричного ряду:
Розрахункового значення знаменника найбільш близько відповідає стандартний ряд бажаних чисел зі знаменником
.
Так як повного збігу немає, то число членів параметричного ряду в зазначеному діапазоні буде дещо відрізнятися від заданого.
Таким чином, за таблицею отримуємо наступні значення потужностей в параметричному ряду:
50,00; 56,00; 63,00; 71,00; 80,00; 90,00; 100,00; 112,00; 125,00; 140,0; 160; 180,00; 200,00 кВт .
9. Висновок:
У ході курсового проекту були обрані стандартні посадки із системи ЕСДП (Єдина система допусків і посадок) для з'єднання:
підшипника ковзання і цапфи вала;
вінця черв'ячного колеса і його маточини;
маточина черв'ячного колеса і вала.
Був зроблений розмірний аналіз (який полягав у виявленні розмірних ланцюгів і в розрахунку допусків розмірів входять до їх складу) і позначений параметричний ряд редукторів.