Допуски цилиндрических зубчатых передач

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

на тему: «Допуски цилиндрических зубчатых передач»



Содержание

Введение

1. Допуски цилиндрических зубчатых передач

1.1 Иисходные данные

1.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи

1.3 Назначение степеней точности зубчатой передачи

1.4 Выбор вида сопряжения по боковому зазору

1.5 Назначение комплексов показателей для контроля зубчатого колеса

2. Расчет и нормирование точности гладких цилиндрических соединений

2.1 Расчет и выбор посадок неподвижного соединения с дополнительным креплением

3. Расчет калибров

3.1 Расчет калибров пробок

3.2 Расчет калибров скоб

4. Расчет и выбор посадок подшипников качения

4.1 Расчет и выбор посадок подшипников качения на вал и корпус

4.2 Определение требований к посадочным поверхностям вала и отверстия в корпусе

5. Расчет допусков размеров входящих в размерную цепь

Список использованных источников



Введение

Стандарт - это самое целесообразное решение повторяющейся задачи для достижения определенной цели. Стандарты содержат показатели, которые гарантируют возможность повышения качества продукции и экономичности ее производства, а также повышение уровня ее взаимозаменяемости. Стандарты содействуют обеспечению пропорционального развития всех отраслей народного хозяйства страны.

С помощью стандартов Государственная Система стандартизации способствует:

- улучшению качества работы, качества продукции и обеспечению его оптимального уровня;

-обеспечению условий для развития специализации в области проектирования и производства продукции, снижению ее трудоемкости, металлоемкости и улучшению других показателей;

-обеспечению условия для широкого развития экспорта товаров высокого качества, отвечающих требованиям мирового рынка;

-обеспечению увязки требований к продукции с потребностями обороны страны;

-рациональному использованию производственных фондов и экономии материальных и трудовых ресурсов;

-развитию международного экономического и технического сотрудничества.

Для получения поставленных целей стандарты постоянно обновляют на основе достижений науки, техники и производства с учетом комплексности и системности решений задач стандартизации.



1. Допуски цилиндрических зубчатых передач

1.1 Исходные данные

Число зубьев большего колесаZ₁ = 28

Число зубьев малого колесаZ₂ = 18

Окружная скоростьV = 10,3 м/с

Модуль m = 1,25 мм

1.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи

- делительный диаметр большего колеса

d₁ = m Z₁

d₁ = 1,25 28=35 мм

- делительный диаметр малого колеса

d₂ = m Z₂

d₂ = 1,2518=22,5 мм

- межосевое расстояние

=28,75 мм

- ширина зубчатого венца

В = (8 10)m

В = 10 1,25 = 12,5 мм.

Принимаем В =13 мм.

- диаметр посадочного отверстия зубчатого колеса

точность цилиндрическое соединение калибр передача

.

Принимаем D = 20 мм.

Рассчитанные значения В и D округляются по ГОСТ 6636-69.

1.3 Назначение степеней точности зубчатой передачи

Согласно [1] степень точности зубчатой передачи по норме плавности назначаем 6 в зависимости от окружной скорости V = 10,3 м/с. По рекомендациям ГОСТ 1643-81, применив комбинирование норм точности, назначаем степень по кинематической норме точности 7 , по полноте контакта 7 .

1.4 Выбор вида сопряжения по боковому зазору

Для размещения смазки, компенсации погрешностей изготовления колес и сборки передачи и изменения размеров от температурных деформаций в зацеплении предусмотрен боковой зазор. Минимальный гарантированный боковой зазор, необходимый для обеспечения смазки ориентировочно можно определить для тихоходных передач по формуле:

j_{n.min.расч} = 0,02 m



j_{n.min.расч} = 0,02• 1,25 = 0,025 мм = 25 мкм

По найденному значению j_{n.min.расч} и межосевому расстоянию а_w по ГОСТ 1643-81 выбираем вид сопряжения по норме бокового зазора, исходя из условия:

j_{n.min.табл.} j_{n.min.расч} Данному условию соответствует вид сопряжения E для которого

j_{n.min.табл.} = 30 > j_{n.min.расч} = 25 .

Таким образом, точность зубчатой передачи будет 7 - 6 - 7 - E ГОСТ 1643-81.

1.5 Назначение комплексов показателей для контроля зубчатого колеса

По ГОСТ 1643-81 назначаем по нормам показатели или комплексы для контроля большего зубчатого колеса и определяем для них допуски. Для выбранных показателей подбираем измерительные средства и все данные заносим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 Показатели и приборы для контроля зубчатого колеса

Норма точности	Наименование и условное обозначение контролируемого показателя	Условное обозначение и численное значение допуска в мкм	Наименование и модель прибора
1	2	3	4
Кинематическая точность	-колебание измерительного межосевого расстояния за 1 оборот колеса -колебание длины общей нормали	=50 = 22	Межцентромер МЦ-400Б Нормалемер БВ-5046
Плавность работы	-колебание измерительного межосевого расстояния на 1 зуб	= 14	Межцентромер МЦ-400Б
Полнота контакта	-погрешность направления зуба	11	Ходомер БВ-5075
Боковой зазор	-предельные отклонения измерительного межосевого расстояния -допуск на смещение исходного контура		Межцентромер МЦ-400Б

Рассчитываем длину общей нормали по формуле

W = m W₁,

где W₁ - длина общей нормали для зубчатого колеса при m =1мм [2].

W =1,25 • 10,7246= 13,40575 мкм.

Наименьшее отклонение длины общей нормали Еws выбираем по таблице 16 ГОСТ 1643-81. Еws = -25 мкм. Наибольшее отклонение длины общей нормали Еwе определяем по формуле:

Еwi = Еws - Тw,

где Тw - допуск на длину общей нормали, определяемый по таблице 19 ГОСТ 1643-81 исходя из величины допуска на радиальное биение Fr, который выбирается по таблице 6 в зависимости от степени по кинематической точности (Fr = 36 мкм).

Еwi = -25 - 40 = -65 мкм.

Тогда длина общей нормали на чертеже зубчатого колеса будет иметь вид

Допуски на размеры и расположения базовых поверхностей колеса назначаем с учетом выбранных показателей контроля зубчатого венца.

Так как наружная поверхность зубчатого колеса не используется в качестве базовой поверхности (измерительной и установочной), допуск на наружный диаметр Т_da назначаем как для несопрягаемых размеров - h14, а радиальное биение наружной поверхности определяем по формуле [2]:

F_da = 0,1 m

F_da = 0,1 • 1,25 = 0,125 мм.

Допуск на торцовое биение базового торца определим по формуле [2]

где F - допуск на погрешность направления зуба по степени нормы полноты контакта мм;

В - ширина зубчатого венца мм;

d - диаметр, на котором определяется биение

d = (z1-2,4)•m =(28 - 2,4) • 1,25 = 32 мм

Точность базового отверстия по [2] в зависимости от степени точности зубчатого колеса 7 будет Н7. Шероховатость рабочей поверхности зубьев определяется исходя из степени точности по плавности работы R_a=3,2мкм.



2. Расчет и нормирование точности гладких цилиндрических соединений

2.1 Расчет и выбор посадок неподвижного соединения с дополнительным креплением

Исходные данные:

Точность зубчатого колеса 7 - 6 - 7 - E ГОСТ 1643-81

Номинальный диаметр соединения d= 18 мм.

Ширина шпоночных пазов b=6 мм.

Допуск на радиальное биение зубчатого венца F_r = 36 мкм.

Соединение зубчатого колеса с валом редуктора с дополнительным креплением при помощи шпонки является разъемным неподвижным соединением образованных переходной посадкой. Расчет разъемных соединений образованных переходными посадками производится исходя из условия:

-обеспечение высокой точности центрирования зубчатого колеса на валу;

-обеспечение легкой сборки и разборки соединения.

Сочетание этих двух условий возможно лишь при небольших натягах или зазоров в соединении.

Хорошее центрирование зубчатого колеса на валу необходимо для обеспечения высоко кинематической точности передачи, ограничения динамических нагрузок.

Известно, что наличие зазора в сопряжении за счет односторонних смещений вала в отверстии вызывает появление радиального биения зубчатого венца колеса определяющего кинематическую точность.

В этом случаи наибольший допустимый зазор, обеспечивающий первое условие может быть определен по формуле

S_max? F_r/ K_t

где K_t Ї коэффициент запаса точности (K_t=2…5), принимаем K_t=2.

F_r Ї допуск на радиальное биение зубчатого венца F_r= 36 мкм.

S_max? 36/ 2 = 18 мкм.

Возможный наибольший натяг в соединении рассчитываем по формуле

N_max=S_max*(3-z)/(3+z)

где z Ї аргумент функции Лапласса, который определяется по ее значению

Ф_о(z_o) = P_?- 0.5

где P_? Ї вероятность получения зазора в соединении. P_?=0.1 для 7степени точности колеса, тогда

Ф_о(z_o)=0.1-0.5=-0.4

По таблице приложению 11 [1] находим значение z= -1.3

N_max=18 *(3+1,3)/(3-1,3)= 45,5 мкм.

По номинальному диаметру соединения d=18 и N_{max p}= 45,5 , S_{max p}=18 по ГОСТ 25347-82 выбираем переходную посадку Н6 /js5 , параметры выбранной посадки не превышают расчетной, т. е.

S_{max таб}= 17,5 < S_{max p}=18 мкм

N_{max таб}= 4,5< N_{max p}=45,5 мкм

Причем выполняются требования ГОСТа по соответствующей степени точности зубчатого колеса, точности отверстия (таблица 2.2 [3]).

Для обеспечения неподвижности зубчатого колеса с валом применяется призматическая шпонка. Работоспособность шпоночного соединения определяется точностями посадки по ширине шпонки (паза) .

ГОСТ 23360-78 предусматривает посадки образующие нормальное, плотное и свободное соединение шпонок с пазами вала и втулки в системе основного вала.

Принимаем плотный тип соединения. Для плотного соединения установлены поля допусков ширины для паза на валу P9 и для паза во втулке P9 .

Предельные отклонения указанных полей допусков соответствуют ГОСТ 25347-82, шпонка, как основной вал, имеет поле допуска .

В этом случае посадка в соединении со шпоночным пазом вала будет P9 / h9 и с пазом втулки P9 / h9.



3. Расчет калибров

3.1 Расчет калибров пробок

Исходные данные:

Отверстие O 20 H6

Максимальный предельный диаметр отверстия

Dmax = D + ES = 20 + 0,013 =20,013 мм.

Минимальный предельный диаметр отверстия

Dmin = D + EI = 20 + 0 = 20 мм.

Допуски на изготовление калибров нормируются по ГОСТ 24853-81.

Для определения предельных и исполнительных размеров пробок из таблицы указанного стандарта выписываем численные значения параметров

где допуск на изготовление калибра,

координата середины поля допуска проходной пробки,

координата, определяющая границу износа проходной пробки.

Н = 3 мкм = 0,003 мм;

Z = 8 мкм = 0,008 мм;

y = 0 мкм = 0 мм;

Определяем предельные и исполнительные размеры пробок ПР и НЕ по формулам из ГОСТ 24853-81 .

DПР min = D min + z - H / 2 = 20 + 0,008 - 0,003 /2 = 20,0065 мм ;

DПР max = D min + z + H / 2 = 20 + 0,008 + 0,003 /2 = 20,0095 мм ;

DПР изн = D min - y = 20 - 0= 20 мм

Исполнительный размер проходной пробки:

DПР исп = DПР max = 20,0095 мм .

DНЕ min = D max - H / 2 = 20,013 - 0,003 /2 = 20,0115 мм ;

DНЕ max = D max + H / 2 = 20,013 + 0,003 /2 = 20,0145 мм ;

Исполнительный размер непроходной пробки:

DНЕ исп = DНЕ max = 20,0145 мм .

Калибры изготовляются комплектом из проходного (ПР) и непроходного (НЕ) калибра. При контроле деталей калибрами она признается годной, если проходной калибр проходит, а непроходной не проходит через проверяемую поверхность. Если проходной калибр не проходит через проверяемое отверстие, то в этом случае имеет место неисправимый брак. Если непроходной калибр проходит через проверяемое отверстие, то в этом случае имеет место исправимый брак.

3.2 Расчет калибров скоб

Исходные данные:

Вал O 20 js5

Максимальный предельный диаметр вала

dmax = d + es = 20 + 0,0045 = 20,0045 мм.

Минимальный предельный диаметр вала:

dmin = d + ei = 20 - 0,0045 = 19,9955 мм.

Калибры для контроля валов называется скобами, которые также как и пробки имеют проходную и непроходную сторону.

Для определения предельных и исполнительных размеров скобы из таблицы ГОСТ 24853-81 выписываем координаты: Н1, z1, y1,H_р;

Н1 = 5 мкм = 0,005 мм; z1 = 8 мкм = 0,008 мм;

y1 = 0 мкм = 0 мм; Н_р = 2 мкм = 0,002 мм;

где Н_р- допуск на изготовление контрольных калибров.

Определяем предельных и исполнительных размеров скобы ПР и НЕ:

dПР min = dmax - z1 - H1 / 2 = 20,0045 - 0,008 - 0,005 /2 = 19,998мм;

dПР max = dmax - z1 + H1 / 2 = 20,0045 - 0,008 + 0,005 /2 = 19,999мм;

dПР изн. = dmax + y1 = 20,0045 + 0 = 20,0045 мм

dПР исп. = dПРmin = 19,998 мм

dНЕ min = d min - H1 / 2 = 19,9955 - 0,005 /2 = 19,993 мм;

dНЕ max = d min + H1 / 2 = 19,9955 + 0,005 /2 = 19,994 мм

dНЕ исп = dНЕmin = 19,993мм.



4. Расчет и выбор посадок подшипников качения

4.1 Расчет и выбор посадок подшипников качения на вал и корпус

Исходные данные:

Подшипник № 304 , D= 52 мм, d= 20 мм, В= 15 мм, r = 2 мм , радиальная нагрузка R= 12,818 кН, вал вращается, вал сплошной, корпус массивный, нагрузка умеренная до 150%.

Посадка внутреннего кольца с валом всегда осуществляется в системе основного отверстия, а наружного кольца в корпус в системе основного вала.

Выбор посадок для подшипников качения зависит от характера нагружения колец. В подшипниковых узлах редукторов кольца испытывают циркуляционное и местное нагружение. Внутреннее кольцо подшипника является циркуляционно нагруженным, при котором результирующая радиальная нагрузка воспринимается последовательно всей окружностью его дорожки качения и передает ее всей посадочной поверхности вала.

Наружное кольцо подшипника испытывает местное нагружение, при котором, постоянная по направлению результирующая радиальная нагрузка воспринимается лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса.

Класс точности подшипника качения для зубчатой передачи выбирается в зависимости от степени точности зубчатой передачи по таблице 3.6[2]. Степень точности зубчатой передачи 7 - 6 - 7 - E тогда класс точности подшипника будет 6 .

Так как в изделии вращается вал, внутреннее кольцо подшипника является циркуляционно нагруженным, наружное кольцо соединятся с неподвижным корпусом, испытывает местное нагружение, следовательно, внутреннее кольцо должно соединяться с валом по посадке с натягом, наружное с отверстием в корпусе с небольшим зазором.

Посадку внутреннего кольца подшипника на вал определяем по минимальному расчетному натягу между внутренним кольцом и посадочной поверхностью вала, который рассчитывается по формуле.

;

где коэффициент( для подшипников средней серии N=2,3);

радиальная нагрузка

Квалитет точности для отверстия и вала устанавливается в зависимости от класса точности подшипника. При 6 классе точности вал обрабатывается по 6 , а отверстие по 7 -му квалитету точности. Предельное отклонение для колец подшипника выбираем по ГОСТ 520-89. По ГОСТ 3325-85 выбираем поле допуска для посадочной поверхности вала, соблюдая условие , где табличное значение минимального натяга. Вал O 20.

Прочность внутреннего кольца проверяем по допустимому натягу

.

где [у]- допускаемое напряжение материала кольца при растяжении (для подшипниковой стали у=400МПа);

d - номинальный диаметр кольца подшипника (d= 20 мм).

N - коэффициент серии подшипника ( для средней серии

N = 2,3)

Прочность кольца гарантируется так как

80 > 56

Посадка внутреннего кольца на вал - O.

Наружное кольцо подшипника испытывает местное нагружение по таблице 3.9[2] выбираем для посадочной поверхности отверстие корпуса поле допуска H7.

Посадка по наружному кольцу - O.

4.2 Определение требований к посадочным поверхностям вала и отверстия в корпусе

Требование к посадочным поверхностям вала и отверстия определяется по ГОСТ 3325-85.

Шероховатость поверхности выбирается по таблице 3, допуски круглости и профиля продольного сечения по таблице 4, допуск торцового биения опорного торца вала по таблице 5.

;

;

;

;

.



5. Расчет допусков размеров входящих в размерную цепь

Исходные данные:

Сборочный чертеж.

Замыкающее звено .

По сборочному чертежу устанавливаем конструктивно номинальные размеры составляющих звеньев:

.

По сборочному чертежу выявляем размерную цепь, составляем схему размерной цепи (рисунок 1):

Рисунок 1 - Схема размерной цепи

Увеличивающие звенья

Уменьшающие звенья

Параметры замыкающего звена:

номинальное значение мм;

предельные отклонения ;

допуск ;

координата середины поля допуска ;

Проверяем правильность определения номинальных значений составляющих звеньев:

;

где - передаточное отношение i - того звена размерной цепи (в линейный размерных цепях), для увеличивающих звеньев , для уменьшающих .

Определяем среднее значение допусков составляющих звеньев:

;

где m - общее число звеньев цепи, m=9

Назначаем стандартные допуски, используя ГОСТ 25347-82, для всех звеньев кроме звена А_7..:

;

;

;

;

;

;

Проверка правильности корректировки допусков:

;

;

;

Предельные отклонения составляющих звеньев:

; ;

; ;

; ;

; ;

; ;

; ;

; .

Координаты середины полей допусков составляющих звеньев:

;

;

;

;

;

.

Координата середины поля допуска звена :

;

;

;

;

Предельные отклонения на :

;

;

Результаты расчета:

;

Проверка правильности расчета:

;

Выполненные расчеты сделаны, верно.



Список использованных источников

1. Зябрева Н.Н., Перельман Е.И.- Пособие к решению задач по курсу “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения”- М.: Высшая школа, 1977,-282с.

2. Курсовое проектирование по курсу “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения” Методические указания. В 2-х ч.- Могилев: ММИ, 1990.

3. Лукашенко В.А., Шадуро Р.Н. Расчет точности механизмов. Учебное пособие по курсу “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения” для студентов машиностроительных специальностей. Могилев: ММИ, 1992.

4. Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч.-В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.В. Романов, В.А. Брагинский.- 6-е издание, переработанное и дополненное - Л.: машиностроение. Ленинград. Отделение, 1982-4.1- 543с.

5. ”Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения” Методические указания./ А.И. Якушев, Л.Н. Воронцов, Н.М.Федотов-6-е издание, переработанное и дополненное - М.: машиностроение, 1987,-352с.

6. Справочник контролера машиностроительного завода. Допуски, посадки, линейные измерения / Виноградов А.Н. и др. Под ред. Якушева А.И.- 3-е издание, переработанное и дополненное - М.: машиностроение, 1980,-527с.

7. ГОСТ 2.403-75 Правила выполнения чертежей цилиндрических зубчатых колес.

Размещено на Allbest.ru

...