Расчетно-конструкторская разработка элементов качественных показателей редуктора цилиндрического одноступенчатого

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

УО «Барановичский государственный университет»

Кафедра «Технологии машиностроения»

Курсовая работа

Расчетно-конструкторская разработка элементов качественных показателей редуктора цилиндрического одноступенчатого

Руководитель Сергей К.К.

Выполнил студент 3 курса

группы ТО(з) - 37

Сидорова О.Э.

Барановичи 2011

Содержание

1.Функциональное назначение и применение узла

2. Расчёт и выбор посадок для сопрягаемых элементов узла

2.1 Расчёт посадки с натягом

2.2 Расчёт переходной посадки

2.3 Расчет предельных размеров для деталей цилиндрических сопрягаемых элементов узла

2.4 Расчёт посадки подшипников качения

2.5 Выбор посадок для гладких цилиндрических сопряжений

3. Расчёт калибров

3.1 Расчёт калибров для отверстия

3.2 Расчёт калибров для вала и контркалибров для них

4. Расчёт предельных отклонений призматического шпоночного соединения

5. Расчёт предельных отклонений резьбового соединения

6. Расчет элементов зубчатой передачи

6.1 Расчет зазоров сопряжения

6.2 Расчёт некоторых размеров разноименных профилей зубьев

7. Расчет конструкторской размерной цепи вала тихоходного

8. Назначение средств измерений для вала тихоходного

Список используемой литературы

1. Функциональное назначение и применение узла

редуктор цилиндрический резьбовой конструкторский

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

Редуктор предназначен для понижения частоты вращения и соответственно повышения вращающего момента. Механизмы для повышения частоты вращения, выполненные в виде отдельного агрегата, называются ускорителями или мультипликаторами.

Основными параметрами всех редукторов являются: передаточное число, коэффициенты ширины колес, модули зацепления, углы наклона зубьев, коэффициенты диаметров червяков (для червячных).

Тип редуктора, параметры и конструкцию определяют в зависимости от его места в силовой цепи привода машины, передаваемой мощности и угловой скорости, назначение машины и условия эксплуатации. Необходимо стремиться использовать стандартные редукторы, которые изготавливаются на специализированных заводах и поэтому дешевле.

Цилиндрические редукторы нужно предпочитать другим ввиду более высоких значений к. п. д. При больших передаточных числах используют червячные или глобоидные редукторы.

Корпуса (картеры) редукторов должны быть прочными и жесткими, их отливают из серого чугуна. Для удобства сборки корпуса редукторов выполняют разъемными.

Опорами валов редукторов, как правило, являются подшипники качения.

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 широко применяется в различных отраслях машиностроения. Например, в грузоподъёмных кранах - редукторы механизмов подъёма грузов и стрелы и т.д.

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 пришабрены, при окончательной сборке покрыты герметиком; собирают корпус без прокладок. Крышка с картером скрепляется болтами. Положение крышки относительно корпуса фиксируется двумя коническими штифтами, расположенными по диагонали.

Редуктор является широко распространённым механизмом, используемым в приводах современных машин. Будучи сравнительно простым по конструкции, редуктор тем не менее требует при проектировании определённых навыков, является базовой моделью для развития первоначального конструкторского мышления в процессе обучения конструированию.

2. Расчёт и выбор посадок для сопрягаемых элементов узла

2.1 Расчёт посадки с натягом

Произвести расчёт посадки с натягом для неподвижного неразъёмного соединения зубчатого колеса и тихоходного вала для передачи вращающего момента Т=2000 Н•м.

Материалы сопрягаемых деталей: колеса - Сталь 45X, вала - Сталь 20. При этом модуль упругости для стали: Е1=Е2=2•105 М•Н/м2.[16]

Коэффициенты Пуассона соответственно принимаем: м1=м2=0,3. [16]

Пределы текучести материалов: ут1=320 М•Н/м2 (Сталь 15 - вал), ут2=315 М•Н/м2 (Сталь 20Х - колесо). [16]

Коэффициент трения сопрягаемых деталей ѓ=0,14. [16]

Номинальные размеры сопрягаемых деталей принимаем по заданию:

D=70 мм - номинальный диаметр соединения

d2=mz2-2,5m= 4•55 - 2,5•4 = 210 мм - диаметр впадин зубьев колеса

d1=0 - внутренний диаметр охватываемой детали

L=60 мм - длина сопряжённой поверхности вала и колеса.

Решение. Исходя из условия, что T?Мтр величина расчётного наименьшего натяга Nmin расч, обеспечивающего прочность соединения, 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; Е1, Е2 - модули упругости материала, М•Н/м2;

C1, C2 - коэффициенты, определяемые по формулам:

С1 =1-м1 (2.2)

С2 = (D2+d22)/( D2-d22)+м1 (2.3)

где м1 = м2 = 0,3 коэффициенты Пуассона.

С1 = 1-0,3 = 0,7

С2 = (702+2102)/( 2102-702)+0,3 = 1,43

Давление P на поверхности контакта колеса и вала определяется из неравенства:

Р?2•Т /(р·ѓ·D2•Lґ) (2.4)

где T - максимальный передаваемый вращающийся момент;

L' = 0.94L - длина поверхности контакта зубчатого колеса и вала за вычетом фасок;

f - коэффициент трения ѓ=0,14;

D -диаметр шейки вала;

C учетом подстановки полученных значений получаем:

р = 2·2000/3,14·0,07І·0,94·0,06·0,14 = 32,93 М•Н/м2.

Далее, путём подстановки полученных данных в формулу (2.1), находим наименьший расчётный натяг Nmin расч:

Nmin расч=32,93•106•0,07•( 0,7/2•105+1,43/2•105) = 24,55 мкм

С учётом неровностей контактирующих поверхностей расчётный минимальный натяг должен приниматься большим на величину поправки иш, которая для материалов с разными механическими свойствами определяется из выражения:

иш =5,5• (Ra1+Ra2), мкм (2.5)

где Ra1=0,8; Ra2=0,8 - величины шероховатости сопрягаемых поверхностей вала и ступицы колеса. Где иш - поправка на обмятие микронеровностей деталей

иш =5,5• (0,8+0,8)=8,8 мкм

Т.о. наименьший функциональный натяг Nmin ф, при котором обеспечивается прочность соединения:

Nmin ф=24,55+8,8=33,35 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•33,35=50,025 мкм

Выбор посадки с натягом осуществляем в системе отверстия по седьмому квалитету ввиду отсутствия особых требований (по ГОСТ 25346-82) - Ш 70 H7/r6.

иt - поправка, учитывающая различие температурных деформаций деталей соединения

иt = dн·[бD·(tpD - tсб) - бd·(tpd - tсб)]

где: бD и бd - коэффициенты линейного расширения

tpD и tpd - рабочие температуры деталей

tсб - температура сборки деталей =20єС

dн - номинальный диаметр соединения

иt = 0,070·[11,5·10-6·(70-20) - 11·10-6·(70-20)] = 1,75

иуд - поправка, учитывающая увеличение контактного давления у торцев охватывающей детали, определяется из графика [2, рис 1.68] иуд = 0,95

Наименьший функциональный натяг (Nmin ф), при котором обеспечивается передача вращающего момента за счёт сил трения :

Nmin ф = Nmin расч + иш + иt + иуд

Nmin ф = 24,55+8,8+1,75+0,95 = 36,05мкм

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•36,05=54,075 мкм

Для данной посадки: диаметр отверстия 70+0,030 , диаметр вала 70+0,043+0,062(выбор осуществляется по ГОСТ25346-82)

Наименьший натяг Nmin: Nmin=dmin-Dmax (2.7)

Nmin=70,043-70,030=13 мкм

Наибольший натяг N??max: N??max=dmax-Dmin (2.8)

N??max=70,062-70,000=62 мкм



Рисунок 1 Схема расположения полей допусков посадки с натягом Ш 70 H7/r6

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 Ш 70 H7/r6, определим по формуле:

Pmax = N??max / D•( c1/E1+ c2/E2)

Pmax= 0,062/70•( 0,7/2•105+1,43/2•105)=83,2 М•Н/м2 (2.9)

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 ут1•[1-(d1/D)2] (2.10)

Pдоп 1=0,58•250 [1- (0/70)2]=145 М•Н/м2

Pдоп 2?0,58 ут2•[1-(D/d2)2] (2.11)

Pдоп 2=0,58•350•[1-(70/210)2]=180,4 М•Н/м2

где ут1 = 250 М•Н/м2, ут2 = 350 М•Н/м2 - пределы текучести материалов соответственно (для стали 20- вал и стали 45Х колесо).

Сравнение допускаемого давления Pдоп 1 и Pдоп 2 с давлением, возникающим при наибольшем натяге Pmax , и наименьшем натяге Pmin показывает, что запас прочности для вала:

kв=145/83,2=1,74

а для колеса:

kк=180,4/83,2=2,17.

Таким образом, посадка Ш 70 H7/r6 не вызовет повреждения деталей.

2.2 Расчёт переходной посадки

Рассчитать ожидаемую при сборке долю соединений с натягом (вероятность натяга) и долю соединений с зазором (вероятность зазора) для посадки Ш27 H8/m7.

При расчёте вероятностей натягов и зазоров переходной посадки исходят обычно из нормального закона распределения.

Рассмотрим отверстие: номинальный диаметр 27 мм, по ГОСТ 25346-82 EI=0, IТ8=33 мкм.

ES=EI+IT8 (2.12)

ES=0+33=33 мкм.

Dmax=Dном+ES (2.13)

Dmax =27,000+0,033=27,033 мм

Dmin=Dном+EI (2.14)

Dmin =27,000+0,000=27,000 мм

Для вала: dном=27 мм, ei=8 мкм, IT7=21 мкм, es=29мкм;

es=ei+ IT7 (2.15)

es=8+21=29 мкм

dmax= dном+ es (2.16)

dmax =27,000+0,029=27,029мм

dmin= dном+ei (2.17)

dmin =27,000+0,008=27,008 мм

Натяг соединения:

Nmax= dmax- Dmin (2.18)

Nmax=27,029-27,000=0,029 мм

Зазор соединения:

Smax= Dmax- dmin (2.19)

Smax =27,033-27,008=0,025мм

Средний натяг в соединении:

Nc=( Nmax- Smax)/2 (2.20)

Nc =(0,029-0,025)/2=0,002 мм=2 мкм

Среднее квадратичное отклонение натяга:

уS=1/6• (2.21)

уS =1/6•= 6,52 мкм

Рисунок 2 Схема расположения полей допусков сопряжения Ш27H8/m7

Предел интегрирования:

Z= Nc/ уS (2.22)

Z = 2/6,52= 0,3

По значению Z находим значение Ф(Z): [3]

Ф(Z)=0,1217

Вероятность натягов рассчитываем из условия, что Z>0:

Р?S=0,5+Ф(Z) (2.23)

Р?S =0,5+0,1217=0,6217> 62,17 %

Р?N=0,5-Ф(Z) (2.24)

Р?N =0,5-0,1217=0,3783> 37,83 %

Следовательно, при сборке примерно 62,17 % всех соединений (6217 из 10000) будут с натягом и 37,83 %соединений (3783 из 10000) - с зазором.

Предельные значения натягов и зазоров:

Nвmax = Nс + 3S = 2 + 3·6,52 = 21,56 мкм (наибольший натяг);

Наибольший зазор переходной посадки часто представляют в виде отрицательного наименьшего натяга:

Nвmin = Nс - 3S = 2- 3·6,52 = -17,56 мкм;

Sвmax = - Nвmin = 17,56 мкм.

Рисунок 3 Вероятность получения зазоров и натягов в посадке Ш27H8/m7

2.3 Расчёт предельных значений для деталей цилиндрических соединений узла

Определить предельные размеры, допуски, зазоры и натяги в соединениях при посадках с зазором и натягом.

Посадка с зазором Ш 45 Н9/d9

Отверстие:

Dном= 45 мм; EI=0; ТD=62 мкм; ES=62;

ES=TD+EI (2.25)

ES=62+0=62 мкм

Dmax=Dном+ES (2.26)

Dmax=45,000+0,062=45,062 мм

Dmin=Dном+EI (2.27)

Dmin =45,000+0,000=45,000 мм

Вал:

dном=45 мм, es=-80мкм , ei=-142 мкм; td=62 мкм

ei=es-td (2.28)

ei= -80-(-142)= 62 мкм

dmax=dном+es (2.29)

dmax=45,000-0,080=44,92 мм

dmin=dном+ei (2.30)

dmin=45,000-0,142=44,858 мм

Соединение:

Smax= Dmax- dmin (2.31)

Smax=45,062-44,858=0,204 мм

Smin= Dmin- dmax (2.32)

Smin=45,000-44,92=0,08 мм

TS= Smax- Smin (2.33)

TS=0,204-0,08=0,124 мм

Рисунок 4 Схема расположения полей допусков сопряжения Ш45H9/d9

Посадка с натягом Ш 450H8/v7

Отверстие:

Dном=450мм; EI=0, TD=97 мкм, ES=97 мкм.

Dmin = Dном + EI;

Dmin=450,000+0,000=450,000 мм

Dmax = Dном + ES;

Dmax=450,000+0,097=450,097 мм

Вал:

dном=450мм, ei=595 мкм, Td=63 мкм, es=658 мкм

es=ei+Td (2.34)

es=595+63=658мкм

dmin=dном + ei;

dmin=450,000+0,595=450,595 мм

dmax = dном+es;

dmax=450,000+0,658=450,658 мм

Соединение:

Nmax = dmax - Dmin;

Nmax=450,658-450,000=0,658 мм

Nmin = dmin - Dmax;

Nmin=450,595-450,097= 0,498 мм

TN = Nmax - Nmin;

TN=0,658-0,498=0,16 мм

Рисунок 5 Схема расположения полей допусков сопряжения Ш450H8/v7

2.4 Расчёт посадки подшипника качения

Произвести расчёт посадки шарикоподшипника радиального 6-313 при радиальной нагрузке F = 2200 Н. По таблице ГОСТ 8338-75 находим значения параметров подшипника: d=65 мм; D=140 мм; B=33 мм; С=91,3 кН; r=3,5 мм. Разность температур вала и подшипника для определения величины натяга в посадке подшипника на вал находим из условия ?t=15ъС.

Данные для расчёта по варианту 101

Температура подшипников,C---------65

Температура корпуса, C ---------------50

Nmin=[(d+3)/d] •(0,08•+d•0,0015•?t), (2.35)

где F - радиальная нагрузка на подшипники вала тихоходного, H;

B? -- рабочая ширина посадочного места за вычетом фaсок;

d - минимальный диаметр отверстия подшипника (или вала);

B? = B - 2r = 33 - 2•3,5 = 26 мм (2.36)

Nmin=[68/65] • (0,08•+65•0,0015•15)=7,74мкм

Вводим поправочный коэффициент 1,1

Nmin расч=7,74•1,1=8,514 мкм

По ГОСТ 520-02 выбираем предельное отклонение диаметров, в мкм.

Внутреннее кольцо подшипника Ш65, по табл. 32

Верхнее отклонение : 0 мкм. Нижнее отклонение : -12 мкм

Наружное кольцо подшипника Ш140 , по табл. 33

Верхнее отклонение : 0 мкм. Нижнее отклонение : -15 мкм

Вал: EI =20 мкм; ES = 39 мкм ; Корпус; EI=0; ES= 40 мкм

Для 6-го класса точности по ГОСТ 3325-85 выбираем посадку L6/n6.

Рисунок 6 Схема расположения полей допусков для посадки внутреннего кольца шарикоподшипника радиального 313 на вал

По ГОСТ 3325-85 находим основное отклонение и квалитет отверстия в корпусе для наружного кольца: Ш140 H7.

Рисунок 7 Схема расположения полей допусков для соединения наружного кольца подшипника с корпусом редуктора

Во избежание разрыва кольца выбранную посадку следует проверить, чтобы максимальный натяг (мм) посадки не превышал значения, допускаемого прочностью кольца

;

где: k - коэффициент, принимаемый приближенно для подшипников легкой серии - 2,8; средней - 2,3; тяжелой - 2;

d - диаметр внутреннего кольца подшипника;

[уp] - допускаемое напряжение на растяжения = 400 Мпа;

Определим отклонения формы и шероховатость посадочных поверхностей под подшипники качения.

Шероховатость посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов принимаем по таблице 4.95 [3] - для вала Ш65, класса точности подшипника 6, в интервале «до 80» равен Ra 0,63, для отверстия корпуса Ш140, класса точности подшипника 6, в интервале «св. 80 до 500» равен Ra 1,25, для опорных торцов заплечиков валов и корпусов - для вала Ш65, класса точности подшипника 6, в интервале «до 80» равен Ra 1,25, для отверстия корпуса Ш140, класса точности подшипника 6, в интервале «св. 80 до 500» равен Ra 2,5.

Отклонения формы и расположения поверхностей валов и корпусов приводят при установке подшипников качения к деформации колец и дорожек качения, нарушению нормальной работы узла. Допуски формы посадочных мест валов и отверстий корпусов в радиусном измерении:

допуск круглости не должен превышать значения в таблице 4 по ГОСТ 3325-85 для вала Ш65, класса точности подшипника 6, в интервале «от 50 до 80» равен 5 мкм, для отверстия корпуса Ш140, класса точности подшипника 6, в интервале «св. 120 до 180» равен 10 мкм.

допуск профиля продольного сечения не должен превышать значения в таблице 4 по ГОСТ 3325-85 для вала Ш65, класса точности подшипника 6, в интервале «от 50 до 80» равен 5 мкм, для отверстия корпуса Ш140, класса точности подшипника 6 в интервале «св. 120 до 180» равен 10 мкм.

Допуски формы посадочных мест валов и отверстий корпусов в диаметральном измерении:

допуск непостоянства диаметра не должен превышать значения в таблице 4 по ГОСТ 3325-85 для вала Ш65, класса точности подшипника 6, в интервале «от 50 до 80» в поперечном сечении равен 10 мкм, в продольном сечении равен 10 мкм, для отверстия корпуса Ш140, класса точности подшипника 6, в интервале «св. 120 до 180» в поперечном сечении равен 20 мкм, в продольном сечении равен 20 мкм.

Допуск торцового биения опорных торцовых поверхностей заплечиков валов и отверстий корпусов должны соответствовать указанным в таблице 5 и 6 по ГОСТ 3325-85 для вала Ш65, класса точности подшипника 6, в интервале «от 50 до 80» равен 19 мкм, для отверстия корпуса Ш140, класса точности подшипника 6, в интервале «св. 120 до 180» равен 40 мкм.

Значения допустимых углов взаимного перекоса колец для нашего подшипника (радиальный однорядный шариковый с нормальным радиальным зазором) Иmax= 8?.

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/n6;

в) для соединения наружных колец подшипников с корпусом назначаем посадку с зазором Н7/l6;

г) для соединения штифтов и крышки H7m6.

3. Расчёт калибров

3.1 Расчёт калибров для отверстия

Калибрами называют бесшкальные измерительные инструменты, предназначенные для контроля размеров, формы и расположения поверхностей деталей. Калибры бывают предельные и нормальные.

Определить размеры рабочих калибров-пробок для отверстия Ш45 Н8.

По ГОСТ 25346-89 находим допуск и основное отклонение для детали: IТ8 = 39 мкм, EI = 0 .

ES=EI+TD (3.1)

ES=39+0=39 мкм

Следовательно, наибольший и наименьший предельные размеры отверстия:

Dmax=Dном+ES (3.2)

Dmax=45+0,039=45,039 мм

Dmin=Dном+EI (3.3)

Dmin=45+0=45 мм

Формулы для определения исполнительных размеров калибров возьмем из таблицы 1 ГОСТ 24853-81: Z=6 мкм, Y=5 мкм, H=4 мкм.

Z - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия;

Y - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия;

H - допуск для изготовления калибров для отверстий.

Исполнительные размеры калибров-пробок определяют по соответствующим формулам таблицы 1 ГОСТ 24853-81.

В нашем случае наибольший предельный размер пробки:

ПРmax=Dmin+Z+Н/2 (3.4)

ПРmax =45+0,006+0,004/2=45,008 мм

Исполнительный размер калибра ПР 45,008-0,004

Наименьший размер изношенной пробки:

ПРизн=Dmin-Y (3.5)

ПРизн =45-0,005=44,995 мм

Когда калибр будет иметь диаметр, равный ПРизн, его нужно изъять из эксплуатации.

Наибольший размер непроходного калибра-пробки:

НЕmax=Dmax+Н/2 (3.6)

НЕmax =45,039+0,004/2=45,041 мм

Исполнительный размер калибра НЕ 45,041-0,004



Рисунок 8 Схема расположения полей допусков калибров-пробок для отверстия Ш45Н8

3.2 Расчёт калибров для вала и контркалибров для них

Определить размеры рабочих калибров-скоб для вала Ш 40 d8.

По ГОСТ 25346-89 находим предельные отклонение ei = 80 мкм, IN8 = 39 мкм, значит es = 119 мкм.

es=ei+td (3.7)

es =80+39=119 мкм.

Предельные размеры вала:

dmax=dном+es (3.8)

dmax =40+0,119=40,119 мм

dmin=dном +ei (3.9)

dmin =40+0,080=40,080 мм

По таблице 2 (ГОСТ 24853-81) для Td8 и Ш 40 мм находим данные для расчёта размеров калибров-скоб: Z1=6 мкм, Y1=5 мкм, Н1=7 мкм.

Z1 - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наименьшего предельного размера изделия;

Y1 - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия;

H1 - допуск для изготовления калибров для валов.

Предельные размеры калибров-скоб определяем по соответствующим формулам таблицы 1 ГОСТ 24853-81.

Наименьший размер проходного калибра-скобы:

ПРmin=dmax-Z1-H1/2 (3.10)

ПРmin =40,119-0,006-0,007/2=40,1095 мм

Исполнительный размер калибра-скобы ПР 40,1095+0,007

Наибольший размер изношенного проходного калибра-скобы:

ПРизн=dmax+Y1 (3.11)

ПРизн =40,119+0,005=40,124 мм

Когда калибр будет иметь размер рабочей части, равный ПРизн, его нужно изъять из эксплуатации.

Наименьший размер непроходного калибра-скобы:

НЕmin=dmin-H1/2 (3.12)

НЕmin =40,080-0,0035=40,0765мм

Исполнительный размер калибра-скобы НЕ 40,0765+0,007

Определить размеры контрольных калибров для рабочих калибров-скоб для вала Ш 40 d8 .

По таблице 2 (ГОСТ 24853-81) находим данные для расчёта размеров контрольных калибров :

Z1=6 мкм;Y1=5мкм; Нр=2,5 мкм.

Нр - допуск для изготовления контр-калибров для вала.

Предельные размеры контр-калибров определяются по формулам:

К-ПРmax=dmax-Z1+Hp/2 (3.13)

К-ПРmax =40,119-0,006+0,00125=40,11425 мм

Исполнительный размер контр-калибра К-ПР 40,11425 -0,0025

Определим размер калибра для контроля износа гладкого проходного калибра-скобы:

К-И=dmax+Y1+Hp/2 (3.14)

К-И =40,119+0,005+0,0025/2=40,12525 мм

Исполнительный размер К-И 40,12525 -0,0025

Предельные размеры контр-калибров:

К-НЕmax=dmin+Hp/2 (3.15)

К-НЕmax =40,080+0,0025/2=40,08125 мм

Исполнительный размер К-НЕ 40,08125 -0,0025

Рисунок 9Схема расположения полей допусков калибров-скоб для вала Ш40d8 и контрольных калибров для этих скоб

4. Расчёт предельных отклонений призматического шпоночного соединения

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 нормальный. Шпонки делаются из специального проката, имеющего точность изготовления по ширине по h9. Поля допусков для паза на валу N9 и для паза во втулке js 9. Для диаметра выходного конца вала d = 55 мм по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку сечением b Ч h = 16 Ч 10 мм. Глубина паза во втулке 4,3 мм, а на валу - 6. Размеры соединения и поля допусков представлены на рисунке 10.

Таблица 4 Предельные размеры шпоночного соединения

Наименование элемента соединения	B	H	t
Шпонка	16h9(-0,043)	10h9(-0,036)	-
Паз на валу	16N9(-0,043 )	-	t1 = 6+0,2
Паз во втулке	16js9(+0,0215 -0,0215)		t2 = 4,3+0,2



Рисунок 10 Поля допусков шпоночного соединения

5. Расчёт предельных отклонений резьбового соединения

Определить предельные размеры и построить поля допусков для резьбового соединения М24Ч2,5. Ввиду того, что по ГОСТ 8724-81 не существует метрической резьбы М24 с шагом 2,5; принимаем близкую к ней : М24Ч2

Номинальные значения диаметров резьбы М24Ч2 с мелким шагом, равным Р = 2 по ГОСТ 9150-59 [21]: наружный диаметр резьбы соответственно болта и гайки d = D = 24 мм, внутренний диаметр резьбы соответственно болта и гайки d1 = D1 = 21,835 мм, средний диаметр резьбы d2 = D2 = 22,701 мм.

Ввиду отсутствия указания о степени точности резьбы, принимаем сопряжение с зазором и грубый класс точности, как более экономичный: 7H/8g.

Таблица 5.1 Предельные отклонения размеров болта и гайки: В микрометрах

Отклонение	Болт	Гайка
	Диаметры	Диаметры
	d	d2	d1	D	D2	D1
Верхнее	-38	-38	-38	-	+280	+475
Нижнее	- 488	- 303	-	0	0	0

Таблица 5.2 Предельные размеры болта и гайки: В миллиметрах

Предельное значение	Болт	Гайка
	d	d2	d1	D	D2	D1
Наибольшее	23,962	22,663	21,797	-	22,981	22,310
Наименьшее	23,512	22,398	-	24,000	22,701	21,835



Рисунок 11 Схема расположения полей допусков резьбового соединения М24Ч2-7H/8g

6. Расчёт элементов зубчатой передачи

6.1 Расчет зазоров сопряжения

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•[бp1• (t1-20є)- бp2• (t2-20є)]·2·sinб (6.1)

при б=20є

jn1= 0,684•a• [бp1• (t1-20є)- бp2• (t2-20є)] (6.2)

где а - межосевое расстояние передачи, мм;

бp1, бp2 - коэффициенты линейного расширения для материалов соответственно зубчатых колёс и корпуса, єС-1. Принимаем бp1=11,5·10-6 єС-1 для стальных зубчатых колёс и бp2=10,5·10-6 єС-1 для чугунного корпуса [табл. 1.62, /3/];

t1, t2 - предельные температуры, для которых рассчитывается боковой зазор соответственно зубчатых колёс и корпуса.

t1=85єС, t2=50єС

Межосевое расстояние a определяется по формуле:

a=0,5•m•(z1+z2), мм (6.3)

где m=4 - модуль передачи;

z1 - число зубьев шестерни;

z2 - число зубьев колеса.

а=0,5•4• (25+55)=160 мм

jn1=160•0,684• [11,5•10-6• (85-20)-10,5•10-6• (50-20)]=0,047 мм (6.4)

Величину бокового зазора (мкм), необходимого для размещения слоя смазки, ориентировочно можно определить по формуле:

jn2=(10ч30)m, мкм (6.5)

Причём 10m принимают для тихоходных передач и до 30 m - для особо высокоскоростных передач. Принимаем для нашего случая коэффициент перед m равным 10:

jn2=10•4=40 мкм

Таким образом гарантированный боковой зазор:

jn min? jn1+ jn2, мкм (6.6)

jn min=47+40=87 мкм

Наибольший возможный боковой зазор jn max определяется по формуле:

jn max= jn min+(Тн1+Тн2+2·ѓa)•2•sinб (6.7)

при б=20є

jn max= jn min+(Тн1+Тн2+2·ѓa)•0,684 (6.8)

где Тн1, Тн2 - допуски на смещение исходного контура соответственно для 1-го и 2-го колёс;

ѓa - предельное отклонение межосевого расстояния для данного вида сопряжения.

Для степени точности зубчатой передачи 8-Н имеем следующие данные показателей норм кинематической точности:

Fr1=50 мкм, Fr2=71мкм [таблица 6, /8/] ГОСТ 1643-81 для делительных диаметров:

d1=m•z1 (6.9)

d1=4•25=100 мм

d2=m•z2 (6.10)

d2=4•55=220 мм.

Тн1=120 мкм, Тн2=300 мкм [таблица 15, /8/]

ѓа=20 мкм [таблица 13, /8/]

jn max=87+(120+300+2•20)•0,684=401,64 мкм

В случае необходимости (для кинематических передач) могут быть определены:

· наименьший свободный угловой поворот зубчатого колеса (б=20є)

?цmin=(2• jn min/(m•z•cosб))•206??, (6.11)

для колеса тихоходного:

?цmin2=(2•87/4•55•0,94)•206??=173??=2?53??;

· наибольший свободный угловой поворот зубчатого колеса (б=20є)

?цmax=(2• jn max/m•z•cosб)•206 (6.12)

для колеса тихоходного:

?цmax2=(2•401,64/4•55•0,94)•206??=800??=13?20??.

6.2 Расчёт некоторых размеров разноимённых профилей зубьев

Определить некоторые отклонения для зубчатого колеса.

Диаметр вершин зубьев da определяется по формуле: (для колеса тихоходного)

da=d+2•m•(ha+x) (6.13)

da =220+2•4•(1+0)=228 мм

где d - делительный диаметр колеса

hа=1 - коэффициент высоты головки зуба;

Т.к. количество зубьев большое, то х = 0.

В таблице 3 ГОСТ 1643-81 предусмотрен учет значений номинального коэффициента осевого перекрытия ев. Для прямозубой передачи определяется по формуле:

ев = bw/mр = 50/4?3,14=4,0 (6.14)

Граничные значения коэффициента приведены в таблице 4 ГОСТ 1643-81

Так как коэффициент осевого перекрытия ев расчетный больше граничного значения коэффициента, тогда определяем следующие параметры:

По заданию зубчатая передача имеет точность 8-Н ГОСТ 1643-81 и, исходя из этого, мы должны выбрать показатели точности колес:

а) показатель кинематической точности: - колебание измерительного межосевого расстояния находим в зависимости от степени точности колеса (8), величины делительного диаметра (100 мм и 220 мм - входят в интервал «до 125» и «свыше 125 до 400»), модуля (4) равным = 71 мкм, = 100 мкм.

б) показатель плавности работы: fpt - отклонение шага находим в зависимости от степени точности колеса (8) величины делительного диаметра (100 мм и 220 мм - входят в интервал «до 125» и «свыше 125 до 400»), модуля (4) равным fpt = ±25 мкм, fpt = ±28 мкм

в) показатель контакта зубьев: Fk - суммарная погрешность контактной линии находим в зависимости от степени точности колеса (8) величины ширины зубчатого венца (40 мм - входит в интервал « до 40»), модуля (4) равным Fk = 40 мкм

Длина общей нормали для прямозубых колёс без смещения (W), косвенно характеризующая толщину зуба и окружной шаг, мм

W = W1•m (6.15)

где W1 - длина общей нормали цилиндрических прямозубых колес модулем =1 мм

при m = 4 мм. Значение W1 в зависимости от числа зубьев колеса (z = 55) и число зубьев, охватываемых при измерении (zn = 7), состоят в соответствии с таблицей 5.30 [13]:

W1 = 19,9592 мм

W = 19,9592 • 4,0 = 79,837мм

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 = 14 мкм. Допуск на длину общей нормали TW определим по таблице 19 ГОСТ 1643-81

Допуск на длину общей нормали TW = 28 мкм.

Значит верхнее отклонение длины общей нормали EWs min = -14 мкм.

Нижнее отклонение длины общей нормали:

EWs max = - EWs - TW = -14-28 = -42мкм. (6.16)

Таким образом, в таблице чертежа должно быть проставлено для длины общей нормали: W = 79,837-0,014-0,042.

7. Расчёт конструкторской размерной цепи вала тихоходного

Размерные цепи решают прямой и обратной задачей, согласно заданию решаем обратную задачу.

Рассчитать конструкторскую размерную цепь вала тихоходного. Неуказанные предельные отклонения валов h14 остальные ±IT14/2.

Рисунок 12 Схема конструкторской размерной цепи вала тихоходного

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 = У Аув - У Аум, мм, (7.1)

где Аув - увеличивающие звенья размерной цепи;

Аум - уменьшающие звенья размерной цепи.

А? ном = 274-(39+8+60+47) = 120 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)

Наибольшие значения размеров звеньев: 274,000; 39,310; 8,000; 59,630; 47,310.

Наименьшие значения размеров звеньев: 272,700; 38,690; 7,640; 60,370; 46,690.

А? max =274,000-(38,690+7,640+60,370+46,690)=120,61 мм

А? min =272,700-(39,310+8,000+59,630+47,310)=118,45мм

Находим верхнее предельное отклонение (esА?) замыкающего звена:

esА? = А? max- А? ном , мм (7.4)

esА? = 120,61 - 120 = 0,61мм

Находим нижнее предельное отклонение (eiА? ) замыкающего звена:

eiА? = A? min-A? ном , мм (7.5)

eiА? =118,45 - 120 = - 1,55 мм

Допуск (IT? ) замыкающего звена равен:

IT? = А? max - A? min =120,61 -118,45 = 2,16мм

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

мм

8. Назначение средств измерения для вала тихоходного

Назначение средств измерения выполняется в зависимости от масштаба производства. В данной курсовой работе задан еденичный тип производства. Для единичного производства применяются универсальные СИ и контрольные приспособления.

Контролю подлежат(см. чертёж «Вал тихоходный»):

а) диаметральные размеры -Ш90h14, Ш70s6, Ш65n6, Ш55k6;

б) линейные-274h14; 8h14; 39±IT14/2; 60+IT14; 47±IT14/2; 70±IT14/2; 2,6±IT14/2; 49-0,2; 16N9;

в) шероховатость поверхностей Ra 1,6; Ra 3,2; Ra0, 63;

г) радиус R 1,6 и фаски 2Ч45°;1,6Ч45°;

д) допуск формы и расположения поверхностей :1) допуск соосности, 2) допуск цилиндричности , 3)допуск торцового биения.

Назначаем средства контроля :

Для диаметральных размеров Ш65n6; Ш70s6; Ш55k6- микрометр рычажный типа МР и МРИ, скоба рычажная типа СР; Ш90h14- штангенциркуль ШЦ-II;

для линейных размеров - 39±IT14/2; 60+IT14; 47±IT14/2; 70±IT14/2; 2,6±IT14/2; - штангенциркуль ШЦ- III; 16N9- глубиномер, 274h14; 8h14; 49-0,2- штангенциркуль ШЦ- II;

для контроля шероховатостей поверхностей Ra 0,63; Ra 1,6; Ra3,2 используем образцы шероховатостей по ГОСТ 2789;

для радиусов R 1,6 и фасок 1,6Ч45°;2Ч45°- штангенциркуль типа ШЦ-I;

для контроля отклонения формы и расположения -(допуск цилиндричности , допуск соосности и допуск торцового биения)-прибор-биениемер ПБМ-500М.

Данные диаметральных и линейных размеров заносим в таблицу 8.

Таблица 8 Выбор универсальных СИ для вала тихоходного

Размер, мм	Квалитет	Допуск, мкм	Величина допустимой погрешности, мкм	Предельная погрешность СИ, мкм	Наименование и обозначение выбранного СИ
16	9	43	10	10	Нутромер индикаторный (НИ) с ценой деления отсчетного устройства 0,01 мм
49	-	200	240		Не обеспечено СИ
2,6	14	250	50
70	14	740	160	100	Штангенциркуль с отсчетом по нониусу 0,05 мм - ШЦ-II
47	14	620	140	100
39	14	620	140	100
60	14	740	160	100
8	14	360	80	100
274	14	1300	260	100	Штангенциркуль ШЦ-III с ценоой деления 0,1 мм
Ш90	14	870	180	100	Штангенциркуль с отсчетом по нониусу 0,05 мм - ШЦ-II
Ш70	6	19	5	3,5	Скоба рычажная типа СР при использовании в стойке или при обеспечении теплоизоляции от рук оператора при настройке на ноль по установочной мере длины 3-го класса
Ш55	6	19	5	3,5

Список использованной литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.1. - 5-е изд., перераб. и доп. - М., Машиностроение, 1979. -728 с., ил.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.2. - 5-е изд., перераб. и доп. - М., Машиностроение, 1979. -559 с., ил.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.3. - 5-е изд., перераб. и доп. - М., Машиностроение, 1979. -557 с., ил.

4. Болдин Л.А. Основы взаимозаменяемости и стандартизации в машиностроении: Учебное пособие для вузов. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 272 с., ил.

5. Общетехнический справочник /Е.А.Скороходов, В.П.Зотов, А.Б.Пикнис и др.; Под общ. Ред. Е.А. Скороходова. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. - 512 с., ил.

6. Покровский Б.С. Механосборочные работы и их контроль: Учеб. Пособие для ПТУ. - М.: Высш. шк., 1989. - 271 с., ил.

7 Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т. 1 /Под ред. А.Г.Косиловой и РК.Мещерякова. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1986. - 656 с., ил.

8 Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т. 2 /Под ред. А.Г.Косиловой и РК.Мещерякова. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1986. - 496 с., ил.

9 Точность и производственный контроль в машиностроении: Справочник / И.И.Балонкина, А.К.Кутай, Б.М.Сорочкин, Б.А.Тайц; Под общ. ред. А.К.Кутая, Б.М.Сорочкина. - Л.: Машиностроение, 1983. - 368 с., ил.

10. Якушев А.И. и др. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учебник для втузов / А.И. Якушев, Л.Н.Воронцов, Н.М.Федотов - 6-е изд., перераб. и дополн. - М., Машиностроение, 1987. - 352с., ил.

11. Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. Изд. 3-е, перераб. и доп. - М., Машиностроение, 1974. - 472с., ил.

12. ГОСТ 2.402-68 Единая система конструкторской документации. Условные изображения зубчатых колес, реек, червяков и звездочек цепных передач;

13. ГОСТ 2.403-75 Единая система конструкторской документации. Правила выполнения чертежей цилиндрических зубчатых колес;

14. ГОСТ 8.050-73 ГСОЕИ Нормальные условия выполнения линейных и угловых измерений.

15. ГОСТ 1643-81 ОНВ Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски.

16. ГОСТ 2015-84 Калибры гладкие нерегулируемые. Технические требования. М., Издательство стандартов, 5 с.

17. ГОСТ 24642-81 ОНВ Допуски формы и расположения поверхностей. Основные термины и определения. М., Издательство стандартов, 1990. -68 с., ил.

18. ГОСТ 24643-81 ОНВ Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые значения. М., Издательство стандартов, 1981. -14 с.

19. ГОСТ 24851-81 Калибры гладкие для цилиндрических отверстий и валов. Виды. М., Издательство стандартов, 8 с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...