Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет входного вала механизма натяжения цепи транспортера

Разработал:

Шарковский П.Л.

Введение

Целью расчетно-графической работы по дисциплине «Метрология, стандартизация и технические измерения» является закрепление и углубление студентами знаний, полученных на лекции, привитие практических навыков в использовании справочной и технической литературы и выполнение основных типов расчетов, которые часто встречаются в деятельности инженеров.

1. Выполнить анализ конструкции сборочной единицы

Звездочка напрессована на вал, который установлен в двух подшипниковых опорах. В одной опоре установлено два подшипника, которые удерживают вал от осевых смещений. Во второй опоре подшипник не фиксируется от осевых смещений.

Опоры устанавливаются на ползун механизма натяжения цепи транспортера на штифтах и крепятся болтами. Смазка подшипников осуществляется набивкой смазки в корпус.

Табл. 1 - Исходные данные

а	б	в
Материал	d, мм	L, мм	Соединение	№ Подш.	R, кН	Класс	Условия работы
вал	отв
Сталь 35	Сталь 20	80	100	Шпонка призматическая; соединение плотное	1316	15,0	0	Нагрузка с ударами; Перегрузки до 300 %

2. Расчет посадки с натягом

2.1 Требования, предъявляемые к посадке с натягом

Посадки с натягом в механизмах и машинах применяются для соединения деталей и передачи крутящего момента. Прилагаемый к сопряжению крутящий момент должен предаваться за счет сил трения, возникающих на сопрягаемых поверхностях деталей под воздействием натяга. При выборе посадки для конкретного сопряжения необходимо выдержать два условия:

посадки применяют в соединениях без крепежных деталей при значительных нагрузках, в том числе и законопеременных (например, для соединения ступицы и венца), а при использовании крепления применяют для работ в узлах с большими нагрузками.

1. При наименьшем натяге должна обеспечиваться передача внешнего момента, осевой силы или их совместного действия.

2. При наибольшем натяге выбранная посадка не должна разрушать сопрягаемые детали.

Выбираем посадку , т.к. идет большое увеличение натяга.

3. Расчет основных размеров

3.1 Определяем допуск для посадки с натягом O

Допуск для отверстия:

IT_D = 30 мкм.

Допуск для вала:

IT_d = 19 мкм.

3.2 Определяем верхнее предельное отклонение ES, es, и нижнее предельное отклонение EI, ei.

Для отверстия:

ES = +30 мкм;

EI = 0 мкм.

Для вала:

es = +78 мкм;

ei = +59 мкм.

3.3 Определяем наибольший D_max, d_max; наименьший D_min, d_min предельные размеры

Для отверстия:

D_max = D_N + ES = 80,0 + 0,03 = 80,03 мм;

D_min = D_N + EI = 80,0 + 0 = 80,0 мм.

Для вала:

d_max = d_N + es = 80,0 + 0,078 = 80,078 мм;

d_min = d_N + ei = 80,0 + 0,059 = 80,059 мм.

3.4 Определяем натяг

N_max = d_max - D_min = 80,078 - 80 = 0,078 мм = 78 мкм;

N_min = d_min - D_max = 80,059 - 80,03 = 0,029 мм = 29 мкм.

3.5 Определяем допуск всей посадки

IT_(N) = N_max - N_min = 78 - 29 = 49 мкм.

Чертим схему допусков

4. Выбор посадки шпоночного соединения

4.1 Виды шпоночных соединений

Шпоночные соединения предназначены для соединения с валами и

осями различных шкивов, зубчатых колес, эксцентриков, муфт, моховиков и т.д.

Стандартизованы шпоночные соединения с призматическими, сегментными, и клиновыми шпонками.

Обычно, шпоночные соединения разделяются на два типа:

- ненапряженные с призматическими и сегментальными шпонками;

- напряженные с клиновыми шпонками

В машиностроении наибольшее распространение получили ненапряженные призматические и сегментные шпоночные соединения. Использование призматических шпонок дает возможность более точно центрировать сопрягаемые элементы и получать как неподвижные, так и скользящи соединения. Соединения с сегментными шпонками служат только для образования неподвижных соединений.

4.2 Выбор посадки шпоночного соединения

Размеры и предельные отклонения размеров шпоночных соединений нормируются стандартами. Основные размеры шпонок и пазов, допуски и посадки призматических шпонок установлены стандартом ГОСТ 23360-78

Шпоночное соединение шпонка призматическая, соединение плотное.

По заданию расчетно-графической работы пункт (б) шпонка призматическая, соединение плотное

При плотном соединении ширину паза втулки принимаем Р9 , ширина шпонки h9 и ширина паза на валу Р9.

Выбираем параметры

Т.к. диаметры вала d = 80 мм, по приложению Б справочника [1] определяем сечение шпонки и глубину паза.

b = 22 мм;

h = 14 мм;

вал t₁ = 9 мм;

втулка t₂ = 5,4 мм.

Посадка с натягом o

Предельные отклонения принимаем (по табл. 3.2 [1]):

вал t₁ = 9^+0,2 мм;

втулка t₂ = 5,4^+0,2 мм.

где t₁ - глубина паза вала;

t₂ - глубина паза втулки.

Длина шпонки:

l_ш = 100 h14_-0,87 мм;

Длина паза вала:

l_п = 100 H15^+1,4 мкм.

Чертим схему расположения полей допусков шпоночного сопряжения

o определяем:

IT_D = 52 мкмIT_d = 52 мкм

ES = - 22 мкмei = - 52 мкм

EI = ES - IT_D = - 22 - 52 = - 74 es = 0 мкм

- поле допуска на ширину шпонки

- поле допуска на ширину паза вала

- поле допуска на ширину паза втулки

5. Расчет и выбор посадок колец подшипников качения

По заданию (для буквы «в») выбираем данные для подшипника качения:

№ 1316;

класс точности 0;

Условия работы - перегрузка до 300%;

радиальная нагрузка R = 15 кН.

5.1 Характеристики подшипников качения

Подшипники качения являются наиболее распространенными стандартными узлами, изготавливаемые на специальных заводах. Они обладают внешней взаимозаменяемостью по присоединительным размерам, т.е. по наружному диаметру D наружного кольца и внутреннему диаметру d внутреннего кольца.

5.2 Выбираем параметры подшипника № 1316

по стандарту ГОСТ 520-89 [2]:

Внутренний диаметр d = 80 мм;

Наружный диаметр D = 170 мм;

Ширина подшипника B = 39 мм;

Радиус закругления r = 3,5 мм;

Посадка наружного кольца с корпусом осуществляется по системе вала, а посадка внутреннего кольца с валом - по системе отверстия.

5.3 Определяем по величине интенсивности нагрузки P_R, посадку циркуляционно-нагруженного кольца в корпус и на вал

где R - расчетная радиальная нагрузка на подшипник;

b - рабочая ширина посадочного места

В - ширина подшипника;

r - радиус закругления или ширина фаски кольца;

К_n = 1, (при перегрузках до 300%) - динамический коэффициент посадки;

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при сплошном вале; F = 1

5.4 Определяем посадку на внутреннее кольцо подшипника (посадка на вал)

По таблице В.3 [2] - o

5.5 Определяем посадку на наружное кольцо подшипника (посадка в корпусе)

По таблице В.3 [2] - o

5.6 Чертим схемы полей допусков посадок колец подшипника

oo

IT_d = 19 мкмIT_D = 40 мкм

es = + 21 мкмES = + 40 мкм

ei = + 2 мкмEI = 0 мкм

6. Расчет величины посадочного зазора в подшипнике качения

Для нормальной работы подшипника качения необходимо иметь рабочий зазор между телами качения и кольцами для размещения смазки и компенсации температурных деформаций. Чем меньше этот зазор, тем равномернее на большее число тел распределяется нагрузка. При значительном зазоре в подшипниковом узле возникают радиальные биения вращающейся детали, а нагрузка воспринимается ограниченным числом тел качения, что сокращает срок службы подшипника.

Когда выбранная посадка циркуляционно-нагруженного кольца имеет большой натяг, следует провести расчет величины посадочного зазора в подшипнике, т.к. под действием натяга кольцо подшипника может иметь деформацию, превышающую начальный радиальный зазор.

6.1 Расчет

а) при посадке внутреннего кольца на вал

Значения натягов для посадки o по приложению (табл. В4 [1]) находим:

g_max = 84 мкм;N_max = 36 мкм;

g_min = 14 мкм.

где d₀ - приведенный наружный диаметр внутреннего кольца

где Дd_1max - диаметральная деформация дорожки качения кольца после посадки его с натягом на сопрягаемую деталь.

где g_н - начальный радиальный зазор

g = g_н - Дd_1max = 49 - 23,88 = 25,12 мкм

т.к. g > 0, то посадка выбрана правильно

б) при посадке наружного кольца в корпус

Значения натягов для посадки o по приложению (табл. В4 [1]) находим:

g_max = 65 мкм;N_max = 65 мкм;

g_min = 24 мкм.

где D₀ - приведенный внутренний диаметр наружного кольца

где g_н - начальный радиальный зазор

g = g_н - Дd_1max = 44 - 38,79 = 5,21 мкм

т.к. g > 0, то посадка выбрана правильно

7. Отклонения формы и шероховатость посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов под подшипники качения

7.1 Овальность посадочного места вала (оси) и отверстия корпуса не должна превышать под подшипники качения нулевого класса точности - половины допуска на диаметр в любом сечении посадочной поверхности.

Конусообразность посадочного места (разность диаметров в крайних сечениях посадочной поверхности) вала (оси) и отверстия корпуса под подшипники качения не должна превышать нулевого класса точности - половины допуска на диаметр посадочной поверхности:

/O/ = IT / 2 = 19 / 2 = 9,5 мкм = 0,009 мм

7.2 Биение заплечиков валов и отверстий корпусов под подшипники качения:

O80 мм, класс точности 0 => биение не более 25 мкм (табл. 5.1 [1]).

7.3 Шероховатость посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов при нулевом классе точности должна соответствовать нормам:

- для валов Ra = 1,25 т.к. d = 80 мм

- для отверстий корпусов Ra = 2,5 т.к. D = 170 мм (табл. 5.2 [1]).

Библиографический список

посадка натяг механизм

1 Байделюк В.С. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. Учебное пособие.- Красноярск: СибГТУ, 1995.

2 Зябрева Н.Н., Перельман Е.И., Шегал М.Я. Пособие по решению задач по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения». - М.: Машиностроение, 1977.-207с.

3 Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. - М.: Машиностроение, 1979.-344с.

4. Ануфриев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. Изд. 5-е. М.: Машиностроение, 1980.

Размещено на Allbest.ru

...