Расчет точностных параметров
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?ном режиме 2 С предельное значение погрешности измерения ? не превысит 4 мкм, что меньше допустимой погрешности измерения [?] = 8 мкм.
5. Выбор, обоснование и расчет посадок подшипников качения
Рассматриваемый узел редуктора имеет вал, опорами которого являются 2 подшипника с диаметром отверстия d=45 мм. Принимаем нормальный класс точности подшипников (6-409). Данный тип подшипников относится к шариковым радиально-упорным. Номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника d=45 мм; наружного кольца D=120 мм; номинальная ширина подшипника В=29 мм; номинальная высота монтажной фаски r=3 мм. Так как передача крутящего момента осуществляется цилиндрическими зубчатыми колесами, то в зубчатом зацеплении действует радиальная нагрузка, постоянная по направлению и по значению. Вал вращается, а корпус неподвижен, следовательно, внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение, а наружное кольцо местное. Примем тяжелый режим работы подшипникового узла. ГОСТ 3325 рекомендует поля допусков цапфы вала m6, которое обеспечивает посадку с натягом. Поле допуска отверстия корпуса Н7. Предельные отклонения средних диаметров колец подшипника качения определяем по ГОСТ 520, предельные отклонения вала 45m6 и отверстия корпуса 120Н7 - по ГОСТ 25347. Расчеты сводим в таблицы 5 и 6.
Таблица 5 - Предельные размеры колец подшипников качения
Размер,ммES(es), мкмEI(ei), мкмDmin(dmin),ммDmax(dmax),ммd=450-1545,00044,985D=1200-20120,000119,980
Таблица 6 - предельные размеры цапфы вала и отверстия корпуса
Размер,ммES(es), мкмEI(ei), мкмDmin(dmin),ммDmax(dmax),мм45+25+945,02545,009120+350120,035120,000Рассчитываем зазоры (натяги).
По dm:
= dmax - dmmin =45,025- 44,985 = 0,040 мм = 40 мкм.= dmin - dm max =45,009- 45,000 = 0,009 мм = 9 мкм.р = (Nmax- Nmin)/2 = (40-9)/2 = 24,5 мкм.= Dmax - Dmmin = 120,035 - 119,980 = 0,055 мм = 55 мкм.= Dmin - Dmmax = 120,000-120,000 = 0,000 мм.ср = (Smax - Smin)/2 = (55+0)/2 = 27,5 мкм.
Тs = ITDm + ITD = 35+20 = 55 мкм.
Проводим проверку наличия в подшипнике качения радиального зазора, который уменьшается по причине натяга при посадке подшипника на вал. В расчетах принимаем среднее значение зазора в подшипнике как наиболее вероятные:
Nср = 24,5 мкм.
Nэф = 0,8524,5 = 20,8 мкм = 0,0208 мм;
d0= dm + (Dm-dm)/4 = 45,000 + (120,000 - 45,000)/4 = 63,75 мм;
?d1 = Nэфdm/ d0 = 20845/63,75 = 0,0146 мм = 14,6 мкм.
По ГОСТ 24810 определяем предельные значения теоретических зазоров в подшипнике 409 до сборки:
Gr min = 5 мкмmax = 25 мкм.
Средний зазор в подшипнике
Gr ср = (Gr min - Gr max)/2 = (5+25)/2 = 15 мкм.
Тогда
пос = Gr ср - ?d1 = 15 - 14,6 = 0,4 мкм.
Расчет показывает, что при назначении посадки 45L0/m6 по внутреннему диаметру зазор в подшипнике качения после посадки будет положительным.
На чертеже вала шероховатость поверхности посадочных мест под подшипники выбираем согласно рекомендациям ГОСТ 3325: посадочной поверхности вала под кольцо подшипника Ra 1,25; посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника Ra1,25; торцевой поверхности заплечника вала Ra 1,6.
Требования к точности формы и расположения представлены на чертеже вала.
6. Расчет предельных отклонений шпоночного соединения
Рассмотрим расчет соединения зубчатого колеса и вала с использованием призматической шпонки по ГОСТ 23360 (для вала 36 мм bh = 10 8 мм, длина шпонки l = 50 мм). Условное обозначение :
Шпонка 10 8 50 ГОСТ 23360-78.
Согласно заданию посадки шпонки выбираем исходя из условия плотного соединения.
По размеру b:
паз вала В1 = 10Р9
ЕS = -15,
EI = - 51 мкм.
В1max = 10,000 - 0.015 =9,985 мм,
В1min = 10,000 - 0,051 =9,949 мм;
ширина шпонки b2 = 10h9
es = 0 мкм.
ei =- 36 мкм,
b2max = 10,000 + 0 =10,000 мм,
b2min = 10,000 - 0,036 =9,964 мм;
- паз втулки В3 = 10Р9
ЕS = -15,
EI = - 51 мкм.
В3max = 10,000 - 0.015 =9,985 мм,
В3min = 10,000 - 0,051 =9,949 мм;
Рассчитываем табличные натяги по размеру b:
соединение шпонки b2 = 10h9 c пазом вала В1 = 10Р9:
N1min = В1max - b2min = 9,985 - 9,964 = 0,021 мм,
N1 max = b2max - В1min = 10,000 - 9,949 = 0,051мм;
деталь шпоночный зубчатый колесо
Соединение шпонки b2 = 10h9 c пазом втулки В3 = 10Р9 одинаковое с соединением шпонки b2 = 10h9 c пазом вала В1 = 10Р9.
По высоте шпонки h:
глубина паза вала
t1 = 5+0.2 мм (ГОСТ 23360),
t1max = 5,200 мм,
t1min = 5,000 мм;
- высота шпонки
= 8h11,
hmax = 8,000 мм,
hmin = 7,910 мм.
- глубина паза втулки
2 = 3.3+0.2 мм (ГОСТ 23360)2max = 3,500 мм,2min = 3,300 мм.
Тогда
max = t1max + t2max - hmin = 5,200 + 3,500 - 7,910 = 0,790 мм,
Smin = t1min + t2min - hmax = 5,000 + 3,300 - 8,000 = 0,300 мм.
По длине шпонки l = 50 мм:
длина шпонки
1 = 50h14 (ГОСТ 23360)
l1max = 50,000 мм,
l1min = 49,380 мм (ГОСТ 25346)
длина паза вала
L2 = 50Н15 (ГОСТ 23360)
L2max = 51,000 мм,
L2min = 50,000 мм;
Smax = L2max + l1min = 51,000 - 49,380 = 1,62 мм,
Smin = L2min + l1max = 50,000 -50,000 = 0,000 мм.
. Расчет предельных отклонений резьбового соединения
Дана резьбовая посадка - переходная: М362 - 3Н6Н/2m.
Определяем номинальные значения диаметров внутренней(гайки) и наружной резьбы(болта) по ГОСТ 24705:
=D = 36,000 мм;
d2=D2 = 34,701 мм;
d1=D1 = 34,106 мм;
Р = 2 мм.
Предельные отклонения диаметров резьбовых деталей с внутренней резьбой (гайки) и наружной резьбой (болта) выбираем по ГОСТ 16093 и результаты представляем в таблице 7.
Таблица 7 - Предельные отклонения диаметров резьбовых поверхностей
Номинальный диаметр резьбы, ммПредельные отклонения болта, мкмПредельные отклонения гайки, мкмeseiESEId=D = 36,000- 38-318не ограничено0d2=D2 = 34,701+106+38+1160d1=D1 = 34,106+106не ограничено+3750Определяем предельные размеры внутренней резьбы (гайки) и наружной резьбы (болта) и результаты представляем в таблиц