Расчет вала редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

РЕФЕРАТ

Предельные отклонения, предельные размеры, поле допуска, допуск, предельные зазоры, предельные натяги, посадка, схема полей допусков, сопрягаемые размеры, свободные размеры, размерная цепь.

Объектом исследования является вал редуктора.

Цель работы - рассчитать посадки подшипников качения и по ним спроектировать вал редуктора, зубчатое колесо, научиться рассчитывать посадки, строить схемы полей допусков, определять годность размеров деталей.

В задании 1 -5 произвести расчет посадок по индивидуальным заданиям.

В задании 6 произвести выбор, обоснование и расчет параметров зубчатого колеса.

В задании 7 спроектировать и произвести расчет конструкторской размерной цепи вала методом максимума - минимума.

В задании 8 назначить контрольно - измерительные средства на посадочные места сопрягаемых деталей.

Введение

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус и работающих в масляной ванне.

Редуктор состоит из зубчатой передачи, смонтированной на валах с подшипниками в литом чугунном корпусе. Корпус состоит из двух частей: нижней части - картера и верхней - крышки. Разъём горизонтальный, в месте соединения корпус и крышка пришабрены, при окончательной сборке покрыты герметиком; собирают корпус и крышку без прокладок. Крышка с картером скрепляется болтами. Положение крышки относительно корпуса фиксируется двумя коническими штифтами, расположенными по диагонали.

Редуктор предназначен для понижения частоты вращения и соответственно повышения вращающего момента. Обычно передаточные числа в редукторах находятся в следующих пределах: для одноступенчатых цилиндрических - 2<u<8; для двухступенчатых цилиндрических - 6,3<u<60; для червячных - 8<u<80.

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.

Будучи сравнительно простым по конструкции, редуктор тем не менее требует при проектировании определённых навыков и является базовой моделью для развития первоначального конструкторского мышления в процессе обучения конструированию.

Проектируемый в соответствии с заданием редуктор может использоваться для привода различных конвейеров, грузоподъемных механизмов, строительных машин и т.п.

1. Расчет посадок гладких цилиндрических сопряжений

Задача 1

1.1 ?22 S7/h6 (посадка с натягом)

Рассчитываем предельные размеры отверстия ?22S7.

Значение допуска и основного (нижнего) отклонения по ГОСТ 25346-89

“Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и

посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений”:

мкм.

мкм.

Среднее отклонение будет равно:

мкм

Предельные размеры отверстия:

мм

мм

Рассчитываем предельные размеры вала ?22 h6.

es = 0 мкм.

ei = -13 мкм.

Среднее отклонение будет равно:

мкм

Предельные размеры вала:

мм;

мм.

Результаты расчета оформим в виде таблицы (таблица 1.1).

Таблица 1.1-Расчет предельных размеров сопряжений

Размер	IT, мкм	ES (es), мкм	EI (ei), мкм	Dmin (dmin), мм	Dmax (dmax), мм
?22S7	21	-27	-48	21.952	21.973
?22h6	13	0	-13	21.987	22.000

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей (рисунок 1.1) и рассчитываем предельные размеры натягов:

мм

мм

Средний натяг

мм

Допуск посадки

мм



Рисунок 1.1. Схема расположения полей допусков вала и втулки ?22 S7/h6

Принимаем, что и размеры вала, и размеры распорной втулки распределены по нормальному закону и центр группирования каждого из размеров совпадает с координатой середины поля допуска. При нормальном распределении параметра 99,73% всех значений попадает в диапазон, ограниченный значением 6 стандартных отклонений (±3у). Если принять, что данный диапазон равен допуску (T=6у), то на долю несоответствующих единиц продукции будет приходится 0,27% деталей, что для условий машиностроительного производства является приемлемым. Следовательно, стандартное отклонение значений нормируемого параметра можно рассчитать по приближенной формуле как шестую часть допуска:

мм,

мм.

Тогда стандартное отклонение посадки получим путем геометрического суммирования стандартных отклонений размеров вала и втулки:

мм

Так как натяг - разность между диаметрами втулки и вала, то при его распределении размеров в партии деталей по нормальному закону сами зазоры также будут распределены по нормальному закону. Центр группирования зазоров будет соответствовать среднему значению зазора. Таким образом, предельные значения вероятных зазоров можно получить как

Размещено на http://www.allbest.ru/

1.2 ?250 K8/h8 (посадка переходная)

Рассчитываем предельные размеры отверстия ?250K8.

Значение допуска и основного (нижнего) отклонения по ГОСТ 25346-89

“Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и

посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений”:

мкм.

мкм.

Среднее отклонение будет равно:

мкм

Предельные размеры отверстия:

мм

мм

Рассчитываем предельные размеры вала ?250 h8.

es = 0 мкм.

ei = -72 мкм.

Среднее отклонение будет равно:

мкм

Предельные размеры вала:

мм;

мм.

Результаты расчета оформим в виде таблицы (таблица 1.2.1).

Таблица 1.2.1-Расчет предельных размеров сопряжений

Размер	IT, мкм	ES (es), мкм	EI (ei), мкм	Dmin (dmin), мм	Dmax (dmax), Мм
?250K8	72	22	-50	249.950	250.022
?250h8	72	0	-72	249.928	250.000

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей (рисунок 1.2.1) и рассчитываем предельные размеры натягов:

мм

мм

Средний натяг

мм

Допуск посадки

мм

Рисунок 1.2.1. Схема расположения полей допусков вала и втулки ?250 K8/h8

Принимаем, что и размеры вала, и размеры распорной втулки распределены по нормальному закону и центр группирования каждого из размеров совпадает с координатой середины поля допуска. При нормальном распределении параметра 99,73% всех значений попадает в диапазон, ограниченный значением 6 стандартных отклонений (±3у). Если принять, что данный диапазон равен допуску (T=6у), то на долю несоответствующих единиц продукции будет приходится 0,27% деталей, что для условий машиностроительного производства является приемлемым. Следовательно, стандартное отклонение значений нормируемого параметра можно рассчитать по приближенной формуле как шестую часть допуска:

мм,

мм.

Тогда стандартное отклонение посадки получим путем геометрического суммирования стандартных отклонений размеров вала и втулки:

мм

Так как натяг - разность между диаметрами втулки и вала, то при его распределении размеров в партии деталей по нормальному закону сами зазоры также будут распределены по нормальному закону. Центр группирования зазоров будет соответствовать среднему значению зазора. Таким образом, предельные значения вероятных натягов можно получить как

;

.

Рассчитаем предельные значения вероятных зазоров и натягов:

;

;

.

При применении переходных посадок в сопряжениях возможны зазоры или натяги. Поэтому рассчитываем вероятность их получения.

x= MN = 22 мкм;

.

Тогда: ;

PN=11.51%

Ps=88.49%

Таким образом, с учетом симметрии распределения (P”=0,5), вероятность получения натягов в сопряжении 250K8/h8 составляет: P(S)=50%+38.49%=88.49%.

P(N)=100%-P(S)=100%-88.49%=11.51%

2. Выбор, обоснование и расчёт посадок подшипников качения

Подшипники качения -- это наиболее распространенные стандартные изделия (сборочные единицы) множества конструкций и модификаций, которые изготавливаются на специализированных заводах и встраиваются в более сложные изделия (редукторы, коробки подач и скоростей, шпиндели металлорежущих станков и др.).

Основные функциональные элементы подшипника качения - тела качения (шарики или ролики), которые катятся по дорожкам качения. Дорожки качения, как правило, располагаются на специально изготовляемых наружном и внутреннем кольцах подшипника. Тела качения, как правило, разделены сепаратором, который обеспечивает равномерное распределение тел качения по окружности.

Рассматриваемый узел редуктора имеет вал, опорами которого являются два шариковых подшипника с диаметром отверстия 35 мм. Учитывая, что требования к точности вращения вала специально не оговорены, а также то, что данный редуктор не относится к высокоскоростным, принимаем нормальный класс точности подшипников.

В соответствии с заданием задан подшипник 215 ГОСТ 8338 подшипник шариковый радиальный однорядный с размерами:

d = 75 мм;

D = 130 мм;

B = 25 мм;

класс точности 0.

Выбираем посадки внутреннего кольца подшипника на вал и наружного кольца в корпус.

Вращающим элементом в узле является вал, поэтому внутреннее кольцо подшипника нагружено циркуляционно, и во избежание проскальзывания кольца относительно вала необходимо выбрать посадку с зазором.

Наружное кольцо подшипника установлено в корпус неподвижно, испытывает местное нагружение, и поэтому необходимо выбрать переходную посадку .

Режим работы подшипника легкий.

Выбираем посадку внутреннего кольца подшипника на вал Ш75 L0/k6.

Выбираем посадку наружного кольца в корпус Ш130 Js7/l0.

Определяем предельные отклонения среднего диаметра отверстия :

Рассчитываем предельные размеры отверстия ?75 L0.

Значение допуска и основного (нижнего) отклонения по ГОСТ 520-89 “Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений”:

мкм

мкм.

Нижнее отклонение будет равно:

мкм.

Предельные размеры отверстия:

мм

мм

Определяем предельные отклонения и размеры вала Ш75 k6 по ГОСТ 25346-89

Рассчитываем предельные размеры вала ?75 k6.

es= +18 мкм.

ei= +2 мкм.

Предельные размеры вала:

мм;

мм.

Строим схему расположения полей допусков сопряжения с натягом Ш75 L0/k6.

+18

0 + +2

-

-12

Рисунок 2.1 - Схема расположения полей допусков посадки с натягом сопрягаемых деталей Ш75 L0/k6

Определяем предельные натяги:

мм

мм

Средний натяг

мм

Допуск посадки

мм

Рассчитываем предельные размеры вала Ш130 l0.

Верхнее отклонение es = 0

Нижнее отклонение ei = -18 мкм

Наибольший предельный диаметр вала :

мм

допуск посадка вал тихоходный

Наименьший предельный диаметр вала:

мм

Определяем предельные отклонения отверстия Ш130 JS7:

Нижнее отклонение EI = -20мкм

Верхнее отклонение ES = +20 мкм

Наибольший предельный диаметр отверстия

мм

Наименьший предельный диаметр отверстия

мм

Строим схему расположения полей допусков сопряжения переходной посадки Ш130 JS7/l0



Рисунок 2.2 - Схема расположения полей допусков переходной посадки сопрягаемых деталей Ш130 JS7/l0

Определяем предельные зазоры и натяги в посадке:

=130,020-129,982 = 0,038 мм

=130,000-129,980 = 0,020 мм

Производим проверку наличия в подшипнике качения радиального зазора, который уменьшается по причине натяга при посадке подшипника на вал. В расчете принимаем среднее значение натяга и среднее значение зазора в подшипнике как наиболее вероятные:

Nср=0.017 мкм; Nэф=0,85·0,017=0,01445 мм;

d0=dm+(Dm-dm)/4=75,000+(130,000-75,000)/4=32,5 мм;

Дd1=Nэф·dm/d0=0,033 мкм.

По ГОСТ 24810 определяем предельные значения теоретических зазоров в подшипнике 215 до сборки:

Gr min=4 мкм; Gr max=12 мкм.

Средний зазор в подшипнике 215 определяется как полусумма предельных теоретических зазоров:

Gr ср=(Gr min+Gr max)/2=(4+12)/2=8 мкм.

Тогда

Gпос=Gr ср-Дd1=8-0,033= 7,967 мкм.

Расчет показывает, что при назначении посадки Ш75L0\k6 по внутреннему диаметру зазор в подшипнике качения после посадки будет положительным (заклинивание не произойдет).

По ГОСТ 20226-82 “Подшипники качения. Заплечики для установки подшипников качения. Размеры” определяем диаметры заплечиков вала и корпуса:

- для диаметра вала d=85 мм шариковых подшипников наибольший и наименьший диаметры заплечика соответственно равны и . Выбираем диаметр заплечика da=85 мм;

- для внутреннего диаметра корпуса D=130 мм шариковых подшипников диаметр заплечика равен Da=145 мм.

Шероховатость посадочных поверхностей сопрягаемых с кольцами подшипниками деталей зависит от диаметра и класса точности подшипника. По ГОСТ 3325 выбираем требования к шероховатости:

- посадочной поверхности вала под кольцо подшипника Ra 0,63;

- посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника Ra 1,25.

Применим более жесткие требования к шероховатости посадочной поверхности вала под кольцо подшипника Ra 0,32, посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника Ra 0,32, торцовой поверхности заплечика вала Ra 1,25.

Суммарное допустимое отклонение от соосности по ГОСТ 3325:

Tсоосн=4·B/10=4·25/10=10 мкм.

Соответственно, для поверхностей корпуса: Tсоосн=8·B/10=20 мкм.

3. Расчёт допусков и посадок шпоночных соединений

dl=63мм; lшп=200мм; вид соединения - нормальное.

В зависимости от диаметра вала определяем основные параметры шпоночного соединения:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3.1. Размеры шпоночного соединения

b = 18 мм;

h = 11 мм;

t1 = 7.0мм, EI = 0, ES = +0,2 мм;

t2 = 4.4 мм, EI = 0, ES = +0,2 мм.

Исходя из выбранных параметров, рассчитываем шпонку:

Шпонка 18Ч11Ч200 ГОСТ 23360-78.

Расчёт шпоночного соединения по ширине шпонки:

В соответствии с характеристикой зубчатой передачи выбираем характер шпоночного соединения - нормальное.

Расчёт шпоночного соединения по ширине шпонки:

В соответствии с характеристикой зубчатой передачи выбираем характер шпоночного соединения - нормальное.

Ширина паза вала B1 = 18N9

ES = 0 мкм, EI = -43 мкм;

B1 max = B1 + ES = 18,000 - 0.000 = 18,000 мм,

B1 min = B1 + EI =18,000+(-0,043) = 17,957 мм.

Ширина шпонки = 18 h9

es = 0, ei = -43 мкм;

= b + es = 18,000+0.000 = 18,000 мм,

= b + ei = 18,000-0.043 = 17,957 мм

Ширина паза втулки B3 = 18 Js9

ES = 21 мкм, EI = -21 мкм;

B3 max = B3 + ES = 18,000+0,021 = 18,021 мм,

B3 min = B3 + EI = 18,000+(-0,021) = 17,979 мм.

Строим схему расположения полей допусков шпоночного соединения по ширине шпонки



Рисунок 3.2. Схема расположения полей допусков шпоночного соединения по ширине шпонки.

Определяем предельные зазоры и натяги в посадке 18 N9/h9:

S1 max = B1 max -= 18.000-17.957 = 0,043 мм,

N1 max = - B1 min =18.000-17.957 = 0,043 мм;

S2 max = B3 max- =18.021-17.957=0,064 мм,

N2 max = - B3 min =18.000-17.979=0,021 мм.

Расчёт шпоночного соединения по высоте шпонки:

Высота шпонки h =11 h11

es = 0, ei = -110 мкм;

hmax = h + es = 11,00+0 = 11,00 мм,

hmin = h + ei =11,00+(-0,110) = 10,890 мм.

Глубина паза вала t1 =7.0 мм

EI = 0, ES = +0,2 мм;

t1 max = t1 + ES =7.0+0,2 = 7.2 мм,

t1 min = t1 + EI = 7.0+0 = 7.0 мм.

Глубина паза втулки t2 =4.4 мм

EI = 0, ES = +0,2 мм;

t2 max = t2 + ES = 4.4+0,2 = 4.6 мм,

t2 min = t2 + EI = 4.4+0 =4.4 мм.

Определяем предельные зазоры в соединении:

Smax = (t1 max + t2 max) - hmin = (4.6+7.2)-10.890 = 0,91 мм,

Nmin = (t1 min + t2 min) - hmax = (7.0+4.4)-11 = 0.4 мм,

Расчёт шпоночного соединения по длине шпонки

Длина шпонки l = 200 h14

es = 0, ei = -1150 мкм;

lmax = l + es = 200,00+0 =200,00 мм,

lmin = l + ei = 200,00+(-1,150) = 198,850 мм.

Длина паза вала L = 200 H15

EI = 0, ES = +1850 мкм,

L max = L + ES = 200,000 + 1,850 = 201,850 мм,

L min = L + EI =200,000+0 = 200,000 мм.

Строим схему расположения полей допусков шпоночного соединения по длине шпонки

Рисунок 3.2.3. Схема расположения полей допусков шпоночного соединения по длине шпонки.

Определяем предельные зазоры в посадке:

Smax = L max - lmin = 201.850-198.850 = 3.00 мм,

Smin = L min - lmax = 200,000-200,000 = 0.

4. Расчет посадок шлицевых соединений

Шлицевое соединение - вид соединения валов с втулками по поверхностям сложного профиля с продольными выступами (шлицами) и впадинами. Обычно шлицевые соединения используют для передачи крутящих моментов в соединениях вала с зубчатым колесом (блоком зубчатых колес), со шкивом, полумуфтой или другой деталью. Как правило, это подвижные соединения, в которых втулка может перемещаться в осевом направлении, а шлицевые поверхности используют как направляющие для продольного перемещения деталей. Однако возможно и применение неподвижных шлицевых соединений.

Рисунок 4.1. Шлицевое соединение

D - 6Ч18H11/а11Ч22H7/е7Ч7D9/е9

Расчёт предельных размеров и зазоров (натягов) по сопряжению 18H11/a11:

ES=110мкм;

EI=0 мкм;

es=-290 мкм;

ei=-400мкм

=+ ES = 18,000 + 0,110 = 18,110 мм;

=+ EI = 18,000 + 0 = 18,000 мм;

=+ es = 18,000 + (-0,290) = 17,710 мм;

=+ ei = 17,000 + (-0,400) = 17,600 мм;

Предельные значения зазоров:

== 18.110-17.600 = 0,510 мм;

= = 18.000-17.710 = 0,290 мм;

= = (0,510 + 0,290)/2 = 0,400 мм.

Рисунок 4.1. Схема расоложения полей допусков сопряжения 18 H11/a11

Расчёт предельных размеров и зазоров (натягов) по сопряжению 22H7/e7:

=+ES= 22,000 + 0,021 = 22,021 мм;

=+EI = 22,000 + 0= 22,000 мм;

=+ es = 22,000 - 0,040 = 21,960 мм;

=+ ei =22,000 - 0,061 = 21,939 мм;

Предельные значения зазоров:

== 22,021 - 21,939 = 0,082 мм;

= = 22,000 - 21,960 = 0.040 мм;

= = (0,040 + 0.082)/2 = 0,061 мм.

Рисунок 4.2. Схема расоложения полей допусков сопряжения 22H7/e7

Расчет предельных размеров и зазоров по ширине шлиц 7D9/e9:

= + ES = 7,000 + 0,076 = 7,076 мм;

= +EI = 7,000 + 0,040 = 7,040 мм;

= + es =7,000+ (-0,025) = 6.975 мм;

= + ei =7,000 + (-0,061) = 6.939 мм.

Предельные значения зазоров:

= = 7.076 - 6.939 = 0,137 мм;

= = 7.040 - 6.975 = 0,065 мм;

= = (0,137 + 0,065)/2 = 0,101 мм

Рисунок 4.3. Схема расоложения полей допусков сопряжения 7D9/e9

5. Расчёт допусков и посадок резьбового сопряжения

Резьбовым соединением по ГОСТ 11708-82 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба. Термины и определения» называется соединение двух деталей с помощью резьбы, в которой одна из деталей имеет наружную резьбу, а другая - внутреннюю. Резьбовые соединения являются одним из самых распространенных видов соединений. В машиностроении около 80 % деталей либо имеют резьбовые поверхности, либо их крепление осуществляется с помощью резьбовых изделий. Основными достоинствами резьбовых соединений являются сравнительно легкая сборка-разборка и высокий уровень взаимозаменяемое изделий.

К недостаткам резьбовых соединений можно отнести усложнение конструкции и технологии (обработка резьбовых поверхностей требует применения специального оборудования и инструмента, усложняется контроль деталей). По функциональному назначению следует различать резьбовые соединения делительные («отсчетные») и силовые. Первые предназначены для обеспечения высокой точности линейных и угловых перемещений в измерительных приборах и технологическом оборудовании. Так, в микрометрических приборах основной измерительный преобразователь - микрометрическая пара винт - гайка, в делительных машинах также основным механизмом является пара винт - гайка.

Силовые резьбовые соединения предназначены для создания значительных сил при перемещении деталей (винтовые прессы, домкраты) или для предотвращения взаимного перемещения соединенных деталей (соединения крышка - корпус, резьбовые соединения деталей трубопроводов, крепление втулки на валу и др.). Деление резьбовых соединений на «отсчетные» и силовые условно и осуществляется исходя из основной функции механизма.

В зависимости от характера функционирования различают неподвижные (крепежные) и подвижные (кинематические) резьбовые соединения. Подвижные резьбовые соединения образуются благодаря применению посадок с зазором. В неподвижных соединениях можно использовать все виды посадок: с натягом, переходные и с зазором. Для того чтобы обеспечить неподвижность резьбового соединения при посадке с зазором, используют искусственные методы его выборки (вплоть до создания натягов в соединении) либо применяют дополнительные конструктивные элементы, предохраняющие детали от самоотвинчивания (стопорные шайбы, контргайки, проволочные замки, герметики и др.).

Условие: Определить предельные размеры и построить поля допусков для резьбового соединения М42-7H/7g6g.

Решение: Номинальные значения диаметров резьбы по ГОСТ 9150-59 для шага Р =4,5: наружный диаметр резьбы соответственно болта и гайки d = D = 42 мм, внутренний диаметр резьбы соответственно болта и гайки d1 = D1 = 37,129 мм, средний диаметр резьбы - d2 = D2 = 39,077мм

Ввиду отсутствия указания о характере сопряжения степени точности резьбы, принимаем сопряжение с зазором и грубый класс точности, как более дешёвый: 7H/7g6g.

Предельные отклонения диаметров резьбы по ГОСТ 16093-81 таблица 2 [12; стр.126] и таблица 1 [12; стр. 114]:

Таблица 5.1 - Предельные отклонения размеров болта и гайки

Отклонение	Болт	Гайка
	Диаметры	диаметры
	d	d2	d1	D	D2	D1
Верхнее	-63	-63	-63	-	400	850
Нижнее	-563	-363	-	0	0	0

Таблица 5.2 - Предельные размеры болта и гайки в миллиметрах:

Предельное значение	Болт	Гайка
	d	d2	d1	D	D2	D1
Наибольшее	41,937	39,014	37,066	-	39,477	37,979
Наименьшее	41,437	38,714	-	42,000	39,077	37,129

Рисунок 5.1. - Схема расположения полей допусков резьбового соединения М42-7H/7g6g

Рассчитываем предельные значения зазоров в резьбовой посадке:

- по D(d):

Smax не нормируется;

Smin=Dmin - dmax=42,000 - 41,937 = 0,063мм;

- по D2(d2):

S2max=D2max - d2min=39.477 - 38.714 = 0,763мм;

S2min=D2min - d2max=39.077 - 39.014 = 0,063мм;

- по D1(d1):

S1max не нормируется

S1min=D1min - d1max=37,129 - 37,066 = 0,063мм;

ЗАДАЧА 2

Условие: Определить предельные размеры и построить поля допусков для резьбового соединения М10x1-2H5C/2r.

Решение: Номинальные значения диаметров резьбы по ГОСТ 9150-59 для шага Р =1: наружный диаметр резьбы соответственно болта и гайки d = D = 10 мм, внутренний диаметр резьбы соответственно болта и гайки d2 = D2 = 9.350 мм, средний диаметр резьбы - d1 = D1 = 8.917 мм

Ввиду отсутствия указания о характере сопряжения степени точности резьбы, принимаем сопряжение с натягом и грубый класс точности, как более дешёвый: 2H5C/2r.

Предельные отклонения диаметров резьбы по ГОСТ 16093-81 таблица 2 [12; стр.126] и таблица 1 [12; стр. 114]:

Таблица 5.3 - Предельные отклонения размеров болта и гайки

Отклонение	Болт	Гайка
	Диаметры	диаметры
	d	d2	d1	D	D2	D1
Верхнее	-60	+125	+125	-	60	280
Нижнее	-240	+80	-	0	0	+90

Таблица 5.4 - Предельные размеры болта и гайки в миллиметрах:

Предельное значение	Болт	Гайка
	d	d2	d1	D	D2	D1
Наибольшее	9.940	9.475	9.042	-	9.410	9.197
Наименьшее	9.760	9.430	-	10.000	9.350	9.007

Рассчитываем предельные натяги в резьбе:

- по D(d):

Nmax не нормируется;

Nmin=Dmin - dmax=10.000 - 9.940 = 0,060мм;

- по D2(d2):

N2max=D2max - d2min=9.410 - 9.430 = 0,020мм;

N2min=D2min - d2max=9.350 - 9.475 = 0,125мм;

- по D1(d1):

S1max не нормируется

S1min=D1min - d1max=9.007 - 9.042 = 0,035мм;



Рисунок 5.1. - Схема расположения полей допусков резьбового соединения М10x1-2H5C/2r.

6. Расчет зубчатой передачи

Точность:7 - 6 - 6 - Н ГОСТ 1643-81

m=3мм

z=22

da=m(z+2)=3(22+2)=72мм;

d=m*z=22*3=66мм.

Выбираем показатели контрольного комплекса зубчатого колеса:

1)по нормам кинематической точности

Fvw - допуск на колебание длины общей нормали.

Fvw = 50 мкм.

2)по нормам плавности работы

f”i - допуск на колебание измерительного межосевого расстояния на одном зубе.

f”i = 28 мкм.

3)по нормам полноты контакта зубьев

Суммарное пятно контакта: по высоте ? 50 мкм , по длине ? 70 мкм.

4)по нормам бокового зазора

Ea”s - верхнее предельное отклонение измерительного расстояния,

Ea”s = f”i = 20 мкм;

Ea”i - нижнее предельное отклонение измерительного расстояния,

Ea”i = - TH = -180 мкм;

Fr - допуск на радиальное биение зубчатого венца,

Fr = 71 мкм.

Расчёт длины общей нормали:

W = W1·m

где W1 - длина общей нормали при m = 1 мм.

zn - число охватываемых зубьев

zn = 0,111·z + 0,5 = 0,111·22+0,5 = 2,942 ? 3.

W1 = 10,7386 мм,

Прибор для контроля параметров зубчатого колеса:

Рисунок 6 - Схема прибора для контроля параметров зубчатого венца

7. Расчет конструкторской размерной цепи вала тихоходного

Условие: Рассчитать конструкторскую размерную цепь вала тихоходного. Неуказанные предельные отклонения валов по ГОСТ 30893.1-m.

515

Рисунок 12 - Схема конструкторской размерной цепи вала тихоходного

Решение: Находим номинальное значение (А? ном) замыкающего звена:

А? ном = У Аув - У Аум, мм, (7.1)

где Аув - увеличивающие звенья размерной цепи;

Аум - уменьшающие звенья размерной цепи.

А? ном = 515-(45+70+150) = 250 мм

Находим максимальное (А? max) и минимальное (А? min) значения замыкающего звена:

А? max = У Аув max - У Аум min, мм; (7.2)

А? min = У Аув min - У Аум max, мм. (7.3)

А? max = 515-(45.3+70.3+150.5) = 248.9 мм

А? min = 513,6-(44,7+69,7+149,5) = 249.7 мм

Находим верхнее предельное отклонение (esА?) замыкающего звена:

esА? = А? max- А? ном , мм

esА? = 248.9-250 = -1.1 мм

Находим нижнее предельное отклонение (eiА? ) замыкающего звена:

eiА? = A? min-A? ном , мм

eiА? =249.7+250 = -0,3 мм

Допуск (IT? ) замыкающего звена равен:

IT? = А? max - A? min = 248.9-249.7=-0,8мм

Таким образом, значение замыкающего звена и его предельные отклонения равны:

A?=250-1.1-0,3мм.

8. Назначение средств измерения для вала тихоходного

Считаем, что вид производства редукторов - массовый. Поэтому в качестве средств измерения для тихоходного вала выбираем:

1)для диаметральных размеров:

- Ш35h8- скоба СР25-50 ГОСТ 11098-75

- Ш75k6- скоба СР50-75 ГОСТ 11098-75

2)для настройки скоб на размер - концевые меры 1-Н2 ГОСТ 9038-90

3)для остальных диаметральных размеров- штангенциркуль ШЦ I-125-0.1 ГОСТ166-80.

4)для контроля торцового и радиального биения - прибор ПБ-500М ТУ2-034-543-81, индикатор ИЧ 10 кл.0 ГОСТ 577-68

5)для контроля линейных размеров:

- до 125мм- штангенциркуль ШЦ I-125-0.1 ГОСТ166-80

- до 500мм- штангенциркуль ШЦ II-500-01 ГОСТ166-80

6)для контроля шероховатости поверхностей Ra 0,8; 1,6; 3,2; 6,3 используем профилометр модели 252.

7)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 симметричности шпоночных пазов - с помощью калибров-призм по ГОСТ 24109-80;

Заключение

По индивидуальному заданию и эскизу редуктора в курсовой работе необходимо было:

- изучить конструкцию редуктора,

- спроектировать вал и зубчатое колесо,

- рассчитать посадки гладких цилиндрических соединений, подшипников качения, шпоночных, шлицевых, резьбовых соединений,

- рассчитать размерную цепь методом максимума-минимума,

- назначить контрольно-измерительные средства на посадочные поверхности вала и зубчатого колеса.

При выполнении курсовой работы использовались знания по инженерной графике, математике , пользования справочной литературой и стандартами ЕСКД и ЕСДП. Дополнительно получены знания построения схем и графиков.

Список использованных источников

В настоящей курсовой работе использованы ссылки на следующие нормативные документы:

1. ГОСТ 520-89 Подшипники качения. Технические условия.

2. ГОСТ1643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски.

3. ГОСТ 3325-85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.

4. ГОСТ 7227-79

5. ГОСТ 8789-68

6. ГОСТ 9150-59 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Профиль.

7. ГОСТ 16093-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором.

8. ГОСТ 23360-78 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки.

9. ГОСТ 24853-81 Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски.

10. ГОСТ 25346-82 Основные нормы взаимозаменяемости. ЕСДП. Общие положения. Ряды допусков и основных отклонений.

Размещено на Allbest.ru

...