БарГУ.by » Учебные материалы » Курсовые » РАСЧЕТНО-КОНСТРУКТОРСКАЯ РАЗРАБОТКА ЭЛЕМЕНТОВ КАЧЕСТВЕННЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ РЕДУКТОРА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ОДНОСТУПЕНЧАТОГО

РАСЧЕТНО-КОНСТРУКТОРСКАЯ РАЗРАБОТКА ЭЛЕМЕНТОВ КАЧЕСТВЕННЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ РЕДУКТОРА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ОДНОСТУПЕНЧАТОГО

Министерство образования Республики Беларусь
УО «Барановичский государственный университет»
Кафедра «Технология и оборудование машиностроения»

 

Вы не можете скачивать файлы с нашего сервера

 

Курсовая работа

РАСЧЕТНО-КОНСТРУКТОРСКАЯ РАЗРАБОТКА 
ЭЛЕМЕНТОВ КАЧЕСТВЕННЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ 
РЕДУКТОРА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО 
ОДНОСТУПЕНЧАТОГО

Расчетно-пояснительная записка КР НТиТИ-2010.07 ПЗ

Содержание
Данные для расчета по варианту………………………………………………………..3
1. Функциональное назначение и применение узла…………………………………...4
2. Расчёт и выбор посадок для сопрягаемых элементов узла…………………………5
2.1. Расчёт посадки с натягом…………………………………………………………...5
2.2. Расчёт переходной посадки ………………………………………………………..8
2.3. Расчёт предельных размеров для цилиндрических деталей
сопрягаемых элементов узла………………………………………………………..…10
2.4. Расчёт посадки подшипников качения…………………………………………...11
2.5. Выбор посадок для гладких цилиндрических сопряжений……………………..13
3.Расчёт калибров………………………………………………………………………14
3.1.Расчёт калибров для отверстия…………………………………………………….14
3.2. Расчёт калибров для вала………………………………………………………….15
4. Расчёт предельных отклонений шпоночного соединения………………….……..18
5. Расчёт предельных отклонений резьбового соединения………………………….19
6. Расчёт зубчатой передачи…………………………………………………………...20
6.1.Выбор вида сопряжения……………………………………………………………21
6.2. Расчёт некоторых размеров разноимённых профилей зубьев………………….23
7. Расчёт конструкторской размерной цепи вала тихоходного……………………...25
8. Назначение средств измерений для вала тихоходного……………………………26
Приложение А. Список используемой литературы………………………………….28

Данные для расчёта по варианту 07
Вариант 07
Число зубьев шестерни, z1 20
Число зубьев колеса, z2 44
Материал колеса, сталь 20Г
Материал вала тихоходного, сталь 35
Модуль передачи m, мм 3
Диаметр шейки вала тихоходного под колесом D, мм 50
Длина сопряженной поверхности колеса и вала I, мм 63
Ширина венца колеса В, мм 50
Передаваемый вращающий момент Т, Нм 1000
Диаметр выходного конца вала тихоходного dвт, мм 40
на выходном конце вала тихоходного Своб
Резьба на выходном конце вала быстроходного /гайка М20
Скорость окружная колеса V, м/с, не более 2
Температура подшипников, °C: 60
Температура корпуса, °C: 70
Температура колеса, 75
Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643-81 9-C
Номер подшипников на валу тихоходном 209
Радиальная нагрузка на подшипники вала тихоходного F, 1500
Тип производства Единич
Переходная посадка (диаметр), мм 36H7/n6
Посадка с зазором (диаметр), мм 80H8/e8
Посадка с натягом (диаметр), мм 50H8/z7
Калибры для отверстия диаметром, мм 36H7
Калибры для вала диаметром, мм 36n6

 
1 Функциональное назначение и применение узла

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус и работающих в масляной ванне.
Редуктор служит для уменьшения частоты вращения и соответствующего увеличения вращающего момента. Поскольку особых требований к работе редуктора не предъявляется, считаем, что он должен удовлетворять комплексу технических требований, общему для большинства случаев применения без учета каких-либо специфических требований, характерных для отдельных областей применения.
В нашем случае редуктор общемашиностроительного применения, выполненный в виде самостоятельного агрегата, предназначенного для привода различных машин и механизмов.
В корпусе редуктора размещена одна передача зацеплением с постоянным передаточным отношением (передаточным числом).
Редукторы общемашиностроительного применения , несмотря на конструктивные различия, близки по основным технико-экономическим характеристикам: невысокие окружные скорости, средние требования к надежности, точности и металлоемкости. При этом к конструкции редуктора предъявляются повышенные требования минимизации трудоемкости изготовления и себестоимости. Это их отличает от специальных редукторов (авиационных, судовых, автомобильных и др.), выполненных с учетом специфических требований, характерных для отдельных отраслей промышленности.
Считаем, что данный редуктор может применяться для привода сборочных, покрасочных, стружкоуборочных, очистных и тому подобных конвейеров, устройств закрытия и открытия ворот, грузоподъемных устройств.
Редуктор, благодаря своим высоким экономическим, потребительским и техническим качествам, широкой универсальности, является распространённым механизмом, используемым в приводах современных машин в различных отраслях машиностроения. Например, во всевозможных транспортерах, приводах механизмов и станков, в грузоподъёмных кранах-редукторы механизмов подъёма грузов, стрелы и т.д.
Проектируемый в соответствии с заданием редуктор может использоваться для привода различных конвейеров, грузоподъемных механизмов, строительных машин и т.п.


2 Расчёт и выбор посадок для сопрягаемых элементов узла
2.1 Расчёт посадки с натягом

Условие: Произвести расчёт посадки с натягом для неподвижного неразъёмного соединения зубчатого колеса и тихоходного вала для передачи вращающего момента Т=1000 Н∙м.
Номинальные размеры сопрягаемых деталей принимаем по заданию:
D = 50 мм – номинальный диаметр соединения;
d2 = mz2-2,5m = 3∙44 – 2∙3 =126 мм – диаметр впадин зубьев колеса;
d1 = 0 – внутренний диаметр охватываемой детали;
L = 63 мм – длина сопряжённой поверхности вала и колеса.
Материалы сопрягаемых деталей: колеса – Сталь 20Г, вала – Сталь 35. 
Решение:
Основное условие для передачи вращающего момента – это T ≤ Мтр. Величина расчётного наименьшего натяга (Nmin расч), обеспечивающего выполнение этого требования, определяется по формуле:
  Nmin расч = р∙D∙ (с1/E1+ с2/E2) мкм, (2.1)
где р – давление на поверхности контакта колеса и вала, возникающее под влиянием натяга, МПа;
Е1 = Е2 = 2∙105 М∙Н/м2– модули упругости материала, [16];
c1, c2 – коэффициенты, определяемые по формулам:
  c1 =1-μ1 (2.2)
  c2 = (D2+d22)/( D2-d22)+μ1 (2.3)
  где μ1 = μ2 = 0,28 коэффициенты Пуассона [16].
c1 = 1-0,28 = 0,72
c2 = (0,052+0,26752)/(0,26752-0,052)+0,28 = 1,352
  Давление (р) на поверхности контакта колеса и вала определяется из неравенства:
  р ≥ 2∙Т/(π∙ƒ∙D2∙L'), (2.4)
 где ƒ = 0,14 - коэффициент трения сопрягаемых деталей. [16]
L' = 0.94L - длина поверхности контакта зубчатого колеса и вала за вычетом фасок.
р = 2∙1000/3,14∙0,052∙0,94∙0,063∙0,14 =30,73 М∙Н/м2.
Далее путём подстановки полученных данных в формулу (1) находим наименьший расчётный натяг (Nmin расч):
Nmin расч = 30,73∙106∙0,05∙ (0,72/2∙105+1,352/2∙105) =15,92 мкм
В процессе соединения деталей происходит сглаживание неровностей, что будет уменьшать расчетный натяг. Кроме того, величина натяга может отличаться от расчетной из-за различия коэффициентов линейного расширения, различия температур при изготовлении и сборке, наличия центробежных сил. Поэтому в величину наименьшего натяга, полученного в процессе расчета, надо весте поправки. Считаем, что в данном случае на характер посадки влияют только неровности контактирующих поверхностей. Расчётный минимальный натяг должен приниматься большим на величину поправки (u), которая определяется из выражения:
  u = 5,5∙ (Ra1-Ra2) мкм, (2.5) 
где Ra1 = 0,4; Ra2 = 0,8 – величины шероховатости сопрягаемых поверхностей вала и ступицы колеса.
  u = 5,5∙ (0,4+0,8) = 6,6 мкм
Наименьший функциональный натяг (Nmin ф), при котором обеспечивается передача вращающего момента за счёт сил трения :
  Nmin ф = 6,6+15,92 = 22,52 мкм
Для учёта случайных нагрузок, наименьший функциональный натяг увеличиваем на величину коэффициента запаса прочности k = 1,5. Тогда:
  N′min ф = k∙ Nmin ф (2.6)
  N′min ф = 1,5∙22,52 = 33,78 мкм
Исходя из экономических соображений надо выбирать посадку в системе отверстия. Ввиду отсутствия особых требований, оптимальным квалитетом является седьмой. По ГОСТ25346-82 в соответствии с расчётным натягом выбираем посадку H7/u7(см. рис. 1):

 Рисунок 2.1 – Схема расположения полей допусков сопряжения Ø50 H7/u6
Для данной посадки: диаметр отверстия 50+0,025 , диаметр вала  
Наименьший натяг (Nmin): 
Nmin = dmin-Dmax (2.7)
  Nmin= 50,070-50,025 = 45 мкм
Наибольший натяг (N′′max): 
  N′′max = dmax-Dmin (2.8)
  N′′max =50.095 -50.000 = 95 мкм
 При создаваемом в сопряжении вала и ступицы зубчатого колеса натяге, в деталях возникают напряжения, которые могут привести к разрушению. Произведём проверку прочности соединённых деталей при наибольшем полученном натяге. Условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности колеса и вала. Удельное давление (Pmax), возникшее в нашем сопряжении с посадкой Ø 50 H7/u7, определим по формуле: 
  Pmax = N′′max / D∙( c1/E1+ c2/E2) (2.9)  
  Pmax = 0,095/ 0.05∙(0,72/2∙105+1,352/2∙105) = 183.57 М∙Н/м2  
  Допускаемые наибольшие давления (Pдоп 1 и Pдоп 2) на контактирующих поверхностях вала и ступицы колеса, которые без возникновения пластических деформаций выдерживают детали, определим по формулам:
  Pдоп 1 ≤ 0,58 σт1∙[1-(d1/D)2 (2.10)
  Pдоп 2 ≤ 0,58 σт2∙[1-(D/d2)2] (2.11)
  где σт1 = 320 М∙Н/м2, σт2 = 420 М∙Н/м2 - пределы текучести материалов соответственно (для стали 35 – вал и стали 20Г – колесо (термическая обработка закалка с охлаждением в воде)).
Pдоп 1 = 0,58∙320 = 185,6 М∙Н/м2
Pдоп 2 = 0,58∙350∙[1-(0.05/0.2675)2] = 195М∙Н/м2
Сравнение допускаемого давления (Pдоп 1 и Pдоп 2) с давлением, возникающим при наибольшем натяге (Pmax) показывает, что запас прочности 
  для вала: kв = 185,6/183.57 = 1,01
  для колеса kк=2741/183.57=1,06
  Таким образом, посадка Ø 50 H7/u6 не вызовет повреждений обоих деталей  

2.2 Расчёт переходной посадки

  Условие: Рассчитать ожидаемую при сборке долю соединений с натягом (вероят-ность натяга) и долю соединений с зазором (вероятность зазора) для посадки Ø36 H7/n6.
Решение:
При расчёте вероятностей натягов и зазоров переходной посадки исходят обычно из нормального закона распределения. 
Рассмотрим отверстие: номинальный диаметр 36 мм, по ГОСТ 25346-82 EI=0, IТ7=25 мкм. 
  ES = EI+IT7; (2.12)
  ES = 0+13 = 25 мкм.
  Dmax = Dном+ES (2.13)
 Dmax = 36,000+0,025 = 36,025 мм
  Dmin = Dном+EI (2.14)
  Dmin = 36,000+0,000 = 36,000 мм
Для вала: номинальный диаметр dном =40 мм, по ГОСТ 25346-82 ei=17 мкм, IT6=16 км, 
  es = ei+IT6 (2.15)
  es = 17+16 = 33 мкм
  dmax = dном+ es (2.16)
  dmax = 36,000+0,033 = 36,033 мм
  dmin = dном+ei (2.17)
  dmin = 36,000+0,017 = 36,017 мм
Натяг соединения: 
  Nmax = dmax- Dmin (2.18)
  Nmax = 36,033-36,000 = 0,033 мм
Зазор соединения (см. рис. 2): 
  Smax = Dmax- dmin (2.19)
  Smax = 36,025-36,017 = 0,008 мм
Средний натяг в соединении: 
  Nc = ( Nmax- Smax)/2 (2.20)
  Nc = 0,0125 мм = 12.5 мкм
Среднее квадратичное отклонение зазора:
  σS = 1/6∙ (2.21)
  σS = 1/6∙ =3,77 мкм.
 
Рисунок 2.3 – Схема расположения полей допусков сопряжения Ø25 H7/n6.

Предел интегрирования: 
  z = Nc/ σS (2.22)
  z = 12.5/3,77 = 3.3
Из таблицы 1.1 по значению z находим значение интеграла Ф(z) [3]: 
  Ф(z) = 0,4955
Вероятность зазоров и натягов (Р′S и Р′N) рассчитываем из условия при z>0:
  Р′S = 0,5+Ф(z) (2.23)
  Р′S = 0,5+0,4955 = 0,9955 → 99,55 %
  Р′N = 0,5-Ф(z) (2.24)
  Р′N = 0,5-0,4955 = 0,0045 → 0,45 %
Следовательно, при сборке примерно 99,55 % всех соединений (9955 из 10000) будут с зазорами и 0,45 % соединений (45 из 10000) – с натягами.

2.3 Расчёт предельных значений для деталей цилиндрических соединений узла.

  Определяем предельные размеры, допуски, зазоры и натяги в соединениях при посадках с зазором, с натягом и переходной.
Решение: Посадка с зазором Ø 80 H8/e8 .
Отверстие. Номинальный размер 80 мм; EI=0; ES=+46мкм.
Dmin=80.000 мм;
Dmax=80.000+0.046=80.046 мм;
TD=80.046-80.000=0.046 мм.
Вал. Номинальный размер 80 мм; ei=-108 мкм; es=-60 мкм .
dmin=80.000-0.108=79.892 мм;
dmax=80.000-0.060=79.94 мм;
Td=79.94-79.892=0.048 мм.
Соединение. Номинальный размер 80 мм.
Smax=80.046-79.892=0.154 мм;
  Smin=80-79.94=0.06 мм;
TS=0.154-0.06=0.94 мм.
 
Рисунок 2.4 – Схема расположения полей допусков сопряжения Ø80 H8/e8.
Посадка с натягом Ø 50 H8/z7 .
 Отверстие. Номинальный размер 50 мм; EI=0; ES=+39мкм.
Dmin=50.000 мм;
Dmax=50.000+0.039=50.039 мм;
TD=50.039-50.000=0.039 мм.
 Вал. Номинальный размер 50 мм; ei=+136 мкм; es=+161 мкм .
dmin=50.000+0.136=50.136 мм;
dmax=50.000+0.161=50.161 мм;
Td=50.161-50.136=0.025 мм.
 Соединение. Номинальный размер 50 мм.
Nmax=50.161-50.000=0.161 мм;
Nmin=50.136-50.039=0.097 мм;
TN=0.161-0.097=0.064 мм 
 
 Рисунок 2.5 – Схема расположения полей допусков сопряжения Ø50 H8/z7.

2.4 Расчёт посадки подшипника качения

  Условие: Произвести расчёт посадки шарикоподшипника радиального 209 при радиальной нагрузке F = 1500 Н.. 
Решение: По таблице ГОСТ 8338-75 находим значения параметров подшипника: номинальный диаметр отверстия подшипника d = 45 мм; диаметр наружного кольца D = 85мм; ширину подшипника B = 19 мм; радиус скругления внутреннего кольца r = 2 мм . 
  Разность температур вала и подшипника для определения величины натяга в посадке подшипника на вал находим из условия

Данные для расчёта по варианту 07

Температура подшипников,C---------60
Температура корпуса, C ---------------70

Считаем что разность температур ∆t=10  
Минимальный натяг (Nmin), необходимый для фиксации подшипника на валу определим по формуле
  Nmin = [ d+3/d] ∙ (0,08∙ +d∙0.0015∙ ∆t) , (2.25)
B′ = B - 2r = 19-2∙2 = 15 мм
  Nmin = [(45+3)/45]∙(0,08∙ +45∙0,0015∙10) = 5,7 мкм
  Nmin=5.7 мкм.
Вводим поправочный коэффициент, равный 1,1, учитывающий отклонение посадки при длительной эксплуатации:
Nmin расч=5,7∙1,1=6,27 мкм
По ГОСТ 520-89 находим для класса точности 6 предельное отклонение диаметров колец. Для d=45мм предельное отклонение равно -0,010мм. Для D=85 мм предельное отклонение равно-0,013мм.
Исходя из расчётной величины минимального натяга и значений предельных отклонений внутреннего кольца подшипника, по ГОСТ 3325-85 выбираем посадку L6/p6. (см. рис.5)


 Рисунок 2.6 — Схема расположения полей допусков для посадки внутреннего кольца шарикоподшипника радиального 209 на вал


По таблице ГОСТ 520-89 рекомендуется основное отклонение и квалитет отверстия в корпусе для наружного кольца диаметром Ø85 мм Н6 (см.рис.2.7):

 Рисунок 2.7 — Схема расположения полей допусков для соединения наружного кольца подшипника с корпусом редуктора.
По ГОСТ 520-02 выбираем предельное отклонение диаметров, в мкм.
Внутреннее кольцо подшипника Ø45, по табл. 32
Верхнее отклонение : 0 мкм
Нижнее отклонение : -10 мкм
Наружное кольцо подшипника Ø100 , по табл. 33
Верхнее отклонение : 0 мкм
Нижнее отклонение : -13 мкм
Вал: EI =26 мкм; ES = 42 мкм ; Корпус; EI=0; ES= 22 мкм

2.5 Выбор посадок для гладких цилиндрических сопряжений

Исходя из функционального назначения соединений, методом аналогов выбираем посадки для гладких цилиндрических соединений.
а) для соединения крышек и корпуса принимаем посадку с зазором Н7/f9 ;
б) для соединения внутренних колец шариковых подшипников с валом принимаем переходную посадку L6/m6;
в) для соединения наружных колец подшипников с корпусом назначаем посадку с зазором Н6/l6;
г) для соединения штифтов и крышки H7m6.
3 Расчёт калибров
3.1 Расчёт калибров для отверстия

Условие: Определить размеры рабочих калибров-пробок для отверстия Ø36 Н7. 
Решение: По ГОСТ 25346-89 находим допуск и основное отклонение для детали: IТ8 = 25 мкм, EI = 0 .
ES = 0+21 = 25 мкм
Следовательно, наибольший и наименьший предельные размеры отверстия:
Dmax = 36,000+0,025 = 36,025 мм
Dmin = 36,000+0,000 = 36,000 мм
Формулы для определения исполнительных размеров калибров возьмем из таблицы 1 ГОСТ 24853-81:
 Исполнительные размеры калибров-пробок определяем по соответствующим формулам по ГОСТ 24853-84. Определим наибольший предельный размер пробки:
  ПРmax = Dmin+Z+Н/2 (3.1)
где Z – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия;H – допуск для изготовления калибров для отверстий.
Наименьший размер изношенной пробки:
  ПРизн = Dmin-Y (3.2)
где Y – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия.
Наибольший размер непроходного калибра-пробки:
  НЕmax = Dmax+Н/2 
Допуски и отклонения калибров из таблицы 2 ГОСТ 24853-81:
 Z = 3.5 мкм ; Y = 3 мкм ; H = 4 мкм,
где Z –отклонения середины поля допуска на изготовления проходного калибра для отверстия , относительно наименьшего предельного размера изделия.
Y- допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия . 
Н – допуск для изготовления для отверстий.
ПРmax = 36,000+0,0035+0,004/2 = 36,0055 мм
Исполнительный размер калибра ПР 25,007-0,004 мм.
ПРизн =36,000-0,004=35,996 мм

Когда калибр будет иметь диаметр, равный ПРизн, его нужно изъять из эксплуа-тации.
НЕmax = 36,025+0,004/2 = 25,027 мм
Исполнительный размер калибра НЕ 25,035-0,004 мм 
 
Рисунок 3.1 – Схема расположения полей допусков калибров-пробок для отверстия 
Ø36 Н7

3.2 Расчёт калибров для вала и контркалибров для них
Условие: Определить размеры рабочих калибров-скоб для вала Ø36n6 и контрольных калибров для этих скоб. 
Решение: По ГОСТ 25346-89 находим предельные отклонение ei = 17 мкм, IN6 = =16 мкм, значит es = 33 мкм.
Предельные размеры вала:
 dmax = 36,000+0,033 = 36,033 мм
  dmin = 36,000+0,017 = 36,017 мм
Предельные размеры калибров-скоб определяем по соответствующим формулам таблицы 1 ГОСТ 24853-81.
Наименьший размер проходного калибра-скобы:
 ПРmin = dmax-Z1-H1/2 (3.4)
где Z1 –– отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия;H1 – допуск для изготовления калибров для вала.
 Наибольший размер изношенного проходного калибра-скобы:
 ПРизн = dmax+Y1 (3.5)
где Y1 –допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия.
Наименьший размер непроходного калибра-скобы:
  НЕmin = dmin-H1/2 (3.6)
По таблице 2 (ГОСТ 24853-81) для IT6 и Ø36 мм находим данные для расчёта размеров калибров-скоб и контрольных калибров для скоб:Z1=3.5 мкм, Y1=3 мкм, Н1=4 мкм, Нр = 1.5 мкм.
ПРmin = 36.033-0,0035-0,004/2 = 36,0275 мм
Исполнительный размер калибра-скобы ПР 36,0275+0,004 мм
  ПРизн = 36,033+0,003 = 36,039 мм
Когда размер калибра ПР в процессе работы увеличится и будет иметь величину рабочей части, равную ПРизн, скобу нужно изъять из эксплуатации для ремонта. 
  НЕmin = 36,017-0,004/2 = 36,015 мм
Исполнительный размер калибра-скобы НЕ 36,015+0,004 мм
Предельные размеры контр-калибров определяются по формулам, также взятым из ГОСТ 24853-81. Размер контр-калибра для проходной скобы равен
  К-ПРmax = dmax-Z1+Hp/2 
где Hp – допуск на изготовление контрольного калибра для скобы. Hp=1.5 мкм.
Определим размер калибра для контроля износа гладкого проходного калибра-скобы:
  К-И = dmax+Y1+Hp/2 (3.8)
Предельные размеры контр-калибра для непроходной скобы: 
  К-НЕmax = dmin+Hp/2 (3.9)
Подставим в формулы необходимые значения параметров и получим:
К-ПРmax = 36,033-0,003+0,0015/2 = 36,029 мм
К-НЕmax = 36,017 + 0,0015/2 = 36,01775 мм
 Исполнительные размеры контр-калибров К-ПР 36,029-0,0015 мм, К-НЕmax 36,01775-0,0015
К-И = 36,033+0,003+0,0015/2 = 36.02925 мм
Исполнительный размер К-И 36,02925-0,0025 мм.
 

Рисунок 3.2 – Схема расположения полей допусков калибров-пробок для вала
 Ø36 n6

4 Расчёт предельных отклонений призматического шпоночного соединения

Данные для расчёта по варианту 07
 
Диаметр выходного конца вала тихоходного dвт, мм 40
Тип шпоночного соединения на выходном конце вала тихоходного CВОБОДНОЕ

Условие: Определить размеры сопрягаемых поверхностей шпоночного соединения выходного конца вала тихоходного диаметром 40 мм, если тип соединения нормальный.
Решение: Шпоночные соединения втулок, шкивов, муфт и других деталей машин с валами должны передавать заданный крутящий момент. Их применяют когда к точности центрирования соединяемых деталей не предъявляют особых требований.
Установлены следующие три типа шпоночных соединений: свободное, нормальное и плотное. Шпоночное соединение собирается в системе вала. В нашем случае тип шпоночного соединения на тихоходном валу свободный. 
Для диаметра выходного конца вала d = 40 мм по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку 
сечением b × h = 12 × 8 мм. Глубина паза во втулке 5 мм, а на валу – 3,3.
Поля допусков соединения. Шпонки делаются из специального проката, имею-щего точность изготовления по ширине по h9. 
Паз на валу делается с точностью по H9, а паз во втулке — D10.
Наименование элемента соединения b h t
Шпонка 12h9(-0,043) 8 -
Паз на валу 12Н9(+0,043) - t1 = 5,0+0,2
Паз во втулке t2 = 3,3+0,2

 Рисунок 4.1 – Поля допусков шпоночного соединения


5 Расчёт предельных отклонений резьбового соединения

Условие: Определить предельные размеры и построить поля допусков для резьбового соединения М20. 
Решение: Номинальные значения диаметров резьбы М20 с крупным шагом, равным Р = 2.5 по ГОСТ 9150-59 [21]: наружный диаметр резьбы соответственно болта и гайки d = D = 20 мм, внутренний диаметр резьбы соответственно болта и гайки d1 = D1 = 18.376 мм, средний диаметр резьбы -- d2 = D2 = 17.294 мм. Ввиду отсутствия указания о степени точности резьбы, принимаем сопряжение с зазором и грубый класс точности, как более экономичный: 7H/8g.
Предельные отклонения диаметров резьбы по ГОСТ 16093-81 таблица 2 [12; стр.126] и таблица 1 [12; стр. 114] (см. рис.11):

Отклонение Болт Гайка
 диаметры диаметры
 d d2 d1 D D2 D1
Верхнее -42 -42 -42 - +280 +560
Нижнее - 572 - 307 - 0 0 0
Таблица 5.1 – Предельные отклонения размеров болта и гайки (в микрометрах)

Таблица 5.2 – Предельные размеры болта и гайки: (в миллиметрах)
Предельное значение Болт Гайка
 D d2 d1 D D2 D1
Наибольшее 19.958 18.334 17.252 - 18.656 21,067
Наименьшее 19.428 18.069 - 20,000 18.376 17.294

Рисунок 5.1 – Схема расположения полей допусков резьбового соединения М20

6 Расчёт элементов зубчатой передачи

6.1 Расчет зазоров сопряжения

Условие: Рассчитать необходимый гарантированный зазор и возможные свободные повороты зубчатых колёс для вида сопряжения 9-C редуктора с чугунным корпусом, стальными колёсами (m = 3,0 мм), если при работе передачи при окружной скорости до 2 м/с температура зубчатых колёс достигает t1 =75ºС и температура корпуса – t2 = 50ºС. z1 =20 – число зубьев шестерни; z2 =44 - число зубьев колеса.
 Решение: Расчёт гарантированного бокового зазора, определяющего вид сопряжения, должен производиться с учётом:
- температурного режима работы передачи;
- способа смазывания и окружной скорости зубчатых колёс;
- допустимого свободного поворота зубчатых колёс в пределах бокового зазора [3].
Величина бокового зазора (jn1), соответствующая температурной компенсации, определяется по формуле:
  jn1 = a∙[αp1∙ (t1-20º)- αp2∙ (t2-20º)]∙2∙sinα., мкм (6.1)
При угле профиля исходного контура α = 20º формула (6.1) примет вид:
  jn1 = 0,684∙a∙ [αp1∙ (t1-20º)- αp2∙ (t2-20º)], мкм (6.2)
где а – межосевое расстояние передачи, мм;
αp1, αp2 – коэффициенты линейного расширения для материалов соответственно зубчатых колёс и корпуса, ºС-1. 
Принимаем αp1 = 11,5∙10-6 ºС-1 для стальных зубчатых колёс и αp = 10,5∙10-6 ºС-1 для чугунного корпуса, табл. 1.62 [12];
Межосевое расстояние (a) определяется по формуле:
  a = 0,5∙m∙(z1+z2), мм (6.3)
  где m = 3 – модуль передачи, мм;
  а = 0,5∙3,0∙ (20+44) = 96 мм
jn1 = 93∙0,684∙ [11,5∙10-6∙ (75-50)-10,5∙10-6∙ (50-20)] = 0.016 мм

Величину бокового зазора (мкм), необходимую для размещения слоя смазки, ориентировочно можно определить:
  jn2 = (10÷30)m, мкм (6.4)
Принимаем для нашего случая коэффициент перед m равным 10:
jn2 = 10∙3,0 =30 мкм
Таким образом, гарантированный боковой зазор (jn min):
  jn min ≥ jn1 + jn2, мкм (6.5)
jn min = 30 + 16 =46 мкм
Наибольший возможный боковой зазор (jmax) определяется по формуле:
  jn max = jn min+(Тн1+Тн2+2∙ƒа)∙2∙sinα (6.6)
при α = 20º формула (6.6) примет вид:
  jn max = jn min+(Тн1+Тн2+2∙ƒа)∙0,684 , мкм (6.7) 
где Тн1 Тн2 –допуски на смещение исходного контура соответственно для 1-ого и 2-ого колёс Тн1 = 40 мкм, Тн2 = 70 мкм, таблица 15 [17];
  ƒа =± 45 мкм - предельное отклонение межосевого расстояния для данного вида сопряжения, таблица 13 [17]. 
Для степени точности зубчатой передачи (7),делительных диаметров(Ø60 и Ø132,которые входят в интервалы «до125» и «св125 до 400»)и модуля передачи m=3 имеем следующие данные показателей норм кинематической точности: Fr1 = =40 мкм, Fr2 = 56 мкм, таблица 6 ГОСТ 1643-81 для делительных диаметров: 
  d1 = m∙z1 (6.8)
d1 = 3,0 ∙ 20 = 60 мм
  d2 = m∙z2 (6.9)
  d2 = 3,0 ∙ 44 = 132 мм.
jn max = 46+(40+70+2∙45)∙0,684 = 182.8 мкм.
В случае необходимости (для кинематических передач) могут быть определены:
а) наименьший свободный угловой поворот зубчатого колеса ( при α = 20º)
  ∆φmin = (2∙ jn min/(m∙z∙cosα))∙206′′,  


для колеса тихоходного: 
∆φmin2 = (2∙46/(3,0∙44∙0,94))∙206 = 152′′ 
б) наибольший свободный угловой поворот зубчатого колеса (α =20º)
  ∆φmax = (2∙ jn max/(m∙z∙cosα))∙206′′ (6.10)
 для колеса тихоходного: 
∆φmax2 = (2∙182.8/(3,0∙44∙0,94))∙206 = 607′′

6.2 Расчёт некоторых размеров разноимённых профилей зубьев

Условие: Определить данные для контроля параметров зубчатого колеса. В любом случае необходимо определить комплекс показателей для контроля, включающих показатели кинематической точности, плавности, пятна контакта и уже найденного бокового зазора. Показатели выбираем в соответствии с рекомендациями
Решение:Диаметр вершин зубьев(da) определяется по формуле (для колеса тихоходного):  
  da=d+2·m(ha+x) (6.11)
где d-делительный диаметр колеса,мм.
  da=132+2·3(1+0)=138 мм
 В таблице 3 ГОСТ 1643-81 предусмотрен учет значений номинального коэффициента осевого перекрытия εβ. Для 9-12 квалитетов показатели точности определяются по таблицам ГОСТа не зависимо от εβ
а) показатели плавности работы 
fpt - отклонение шага
находим в зависимости от степени точности колеса (9), величины делительного диаметра (66 мм и 138 мм - входят в интервалы «до 125» и «св. 125 до 400»), мо¬дуля m (3) равным fpt1=±28 мкм, fpt2=±32 мкм.
fpb - отклонение шага
находим в зависимости от степени точности колеса (9), величины делительного диаметра (66 мм и 138 мм - входят в интервалы «до 125» и «св. 125 до 400»), мо¬дуля m (3) равным fpb1 = ±26 мкм, fpb2= ±30 мкм. 

f"i - колебание измерительного межосевого расстояния на одном зубе
находим в зависимости от степени точности колеса (9), величины делительного диа¬метра (66 мм и 138 мм - входят в интервалы «до 125» и «св. 125 до 400»), модуля m (3) равным f"i1=36 мкм, f"2= 40 мкм
б) показатели контакта зубьев 
Ffi - погрешность направления зуба
находим в зависимости от степени точности колеса (9), величины ширины зубчатого венца (50 мм - входит в интервал «св. 40 до 100»), модуля m (3) равным Ffi = 28 мкм 

Fk - суммарная погрешность контактной линии
находим в зависимости от степени точности колеса (9), величины ширины зубчатого венца (50 мм - входит в интервал «св. 40 до 100»), модуля m (3) равным Fk =60 мкм. 

Fpxnr - отклонение осевых шагов по нормали
находим в зависимости от степени точности колеса (9), величины ширины зубчатого венца (50 мм - входит в интервал «св. 40 до 100»), модуля m (3) равным Fpxnr =± 45 мкм.
  Длина общей нормали для прямозубых колёс без смещения (W), косвенно характеризующая толщину зуба и окружной шаг, мм
  W = W1∙m (6.14)
где W1 – длина общей нормали цилиндрических прямозубых колес модулем =1 мм.
при m = 3 мм. Значение W1 в зависимости от числа зубьев колеса (z = 44) и число зубьев, охватываемых при измерении (zn = 5), состоят в соответствии с таблицей 5.30 [13]:
 
W1 = 13,9010 мм
  W = 13,9010*3 = 41,703 мм
Длина общей нормали имеет отклонение. Чтобы не произошло заклинивания в передаче, это отклонение имеет отрицательное значение. Наименьшее отклонение длины общей нормали (EWs) находим по таблице 16 ГОСТ 1643-81
Таким образом, наименьшее отклонение длины общей нормали EWs = 100 мкм. Допуск на длину общей нормали TW определим по таблице 19 ГОСТ 1643-81
Допуск на длину общей нормали TW = 140 мкм.
 Значит верхнее отклонение длины общей нормали EWs min = -100 мкм.

Нижнее отклонение длины общей нормали:
  EWs max = - EWs - TW = -100-140 = -240мкм. (6.15)
Таким образом, в таблице чертежа должно быть проставлено для длины общей нормали: .

7 Расчёт конструкторской размерной цепи вала тихоходного

Условие: Рассчитать конструкторскую размерную цепь вала тихоходного. Неуказанные предельные отклонения валов h14 остальные ±IT14/2.
 
Рисунок 7.1 – Схема конструкторской размерной цепи вала тихоходного
Решение: При расчете размерной цепи учитываем, что замыкающее звено является наименее точным. В качестве замыкающего звена выбираем выходную шейку, т.к. в собранном узле положение свободного конца данной шейки имеет возможность продольного смещения. Находим номинальное значение (А∆ ном) замыкающего звена:
А∆ ном = Σ Аув – Σ Аум, мм, (7.1)
где Аув – увеличивающие звенья размерной цепи;
Аум – уменьшающие звенья размерной цепи.
А∆ ном = 190-(25+30 + 80 ) = 55 мм
Находим максимальное (А∆ max) и минимальное (А∆ min) значения замыкающего звена:
А∆ max = Σ Аув max - Σ Аум min, мм; (7.2)  
А∆ min = Σ Аув min – Σ Аум max, мм. (7.3)
А∆ max =190- (24,74 +29,74+79.63)= 54.89 мм

А∆ min =188,85- (25,260+30,260+80,87)=52,46 мм
Находим верхнее предельное отклонение (esА∆) замыкающего звена:
  esА∆ = А∆ max- А∆ ном , мм (7.4)
  esА∆ = 54.89 -55= -0.11 мм
Находим нижнее предельное отклонение (eiА∆ ) замыкающего звена:
  eiА∆ = A∆ min-A∆ ном , мм (7.5)
  eiА∆ =57,895 – 60 = - 2.53 мм

7. Назначение средств измерений для вала тихоходного

Назначение средств измерения выполняется в зависимости от масштаба производства. В данной курсовой работе примем массовый тип производства. При массовом производстве экономически выгодно для контроля размеров изделий воспользоваться предельными калибрами.
Контролю подлежат (смотрим в качестве примера чертеж БФ.БНТУ.2002.22.01 Вал тихоходный):
а) диаметральные размеры Ø45p6; Ø50u7; Ø68h14; Ø40n6; 
б) линейные размеры 190h14; 10h14; 12H9; 80±IT14/2; 55h14; 25±IT14/2; 40±IT14/2; 35,5-0,2;
в) резьба М20;
г) шероховатость поверхностей Ra 0,8; 1,6; 3,2; 6,3;
д) отклонения формы и расположения:
1) допуск соосности,
2) допуск цилиндричности,
3) допуск торцового биения,
Назначаем средства измерения. 
Для контроля диаметральных размеров Ø45p6; Ø50u7; Ø68h14; Ø40n6; применим скобы односторонние двупредельные, а Ø4Н14 – калибр-пробку по ГОСТ 2015-84.
Для контроля линейных размеров 25±IT14/2; 40±IT14/2; 80±IT14/2; применим шаблоны-глубиномеры; 10h14; –скобы двусторонние двупредельные; 70H15; 45H15; 4Н14; 14P9; 10H9 – пробки неполные листовые; 44,5-0,2; 35,5-0,2 (глубина фрезерования шпоночных пазов) – калибрами-глубиномерами.
Для контроля резьбы М6 применим пробки резьбовые по ГОСТ24997-81.
Для контроля шероховатости поверхностей Ra 0,4; 1,6; 3,2; 6,3 используем профилометр модели 252
Для контроля отклонения формы и расположения: допуск соосности – с помощью измерительных головок при вращении детали на ножевых опорах; допуск цилиндричности – с помощью рычажной скобы; допуск перпендикулярности – с помощью специальных контрольных приспособлений, представляющих собой призму с измерительной головкой, устанавливаемую на вал после настройки на эталоне; допуск радиального биения – с помощью прибора модели ПБМ-500М; допуск симметричности шпоночных пазов – с помощью калибров-призм по ГОСТ 24109-80;
При этом остаются не обеспеченными средствами измерений (СИ) фаски, радиусы, углы канавок для выхода шлифовального круга и углы фасок, глубина резьбового отверстия и некоторые малозначащие элементы вала тихоходного, большинство из которых можно измерить универсальными СИ: штангенциркулем с глубиномером (по ГОСТ 166), транспортирным угломером и т.п.

Приложение А(справочное)

Список использованной литературы
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: Т-1-6-е изд., переработ. и доп. - М: Машиностроение, 1982 - 736 с.
2. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель ЛЯ. Подшипники качения. Справочник. Изд. 6-е, перераб.и доп. М., «Машиностроение», 1975, 572 с
3. ГОСТ 520-71 Предельные отклонения диаметров колец подшипника
4. ГОСТ1643-81 Степени точности зубчатой передачи
5. ГОСТ 3325-85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.
6. ГОСТ 7227-79
7. ГОСТ 8789-68
8. ГОСТ 9150-59 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Профиль.
9. ГОСТ 23360-78 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки.
10. ГОСТ 24853-81 Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски.
11. ГОСТ 25346-82 Основные нормы взаимозаменяемости. ЕСД11. Общие положения. Ряды допусков и основных отклонений.
12. Допуски и посадки. Справочник в 2-х частях, издание 5-е, переработ. и доп. под редакцией В.Д. Мягкова. Часть 1, 1979
13. Допуски и посадки. Справочник в 2-х частях, издание 5-е, переработ. и доп. под редакцией В.Д. Мягкова. Часть 2, 1979
14. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Варламова Л.П. Допуски и посадки. Обоснование выбора: учебное пособие для студентов машиностроительных ВУЗов - М: Высшая школа, 1984, 112 с.
15. Калибры. Часть 1. Издание официальное. Издательство стандартов. Москва - 1989 -366 с.
16. Любощиц М.Ц., Цитович Г.М. «Справочник по сопротивлению материалов». Изд. 2-е, исправленное и доп. Минск, «Высшая школа» 1969.
17. Основные нормы взаимозаменяемости, передачи зубчатые цилиндрические, издатель-ствостандартов 1989.

 

Вы не можете скачивать файлы с нашего сервера



Обсудить на форуме

Комментарии к статье:

Уважаемый посетитель, Вы зашли на сайт как незарегистрированный пользователь
Мы рекомендуем Вам зарегистрироваться либо войти на сайт под своим именем
Информация
Посетители, находящиеся в группе Гости, не могут оставлять комментарии к данной публикации.

Регистрация

Реклама

Последние комментарии