Определение требований к посадочным поверхностям вала и отверстия в корпусе 3 Расчет допусков размеров, входящих в размерную цепь

Вид материала

Реферат

Содержание Тогда степень точности колеса будет записана 9С ГОСТ 1643-81

Подобный материал:

• Определение требований к посадочным поверхностям вала и отверстий корпуса 3 Расчет, 143.72kb.
• Состав дипломного проекта специальности “ технология машиностроения, 60.43kb.
• Расчёт параметров зубчатых передаточных механизмов с учётом требований iso, 105.35kb.
• Мышцы головы, 154.77kb.
• 1. Предварительный расчет поверхности теплообмена, 39.68kb.
• Практическая работа № (заочное отделение) Дисциплина: «Основы экономики», 98.7kb.
• Тема: Грыжи пищеводного отверстия диафрагмы, 28.51kb.
• Теоретические вопросы для сдачи допусков к лабораторным работам по курсу «химия нефти», 62.2kb.
• Нормирование точности гладких цилиндрических элементов деталей. Расчет и выбор допусков, 46.36kb.
• Темы курсовых работ: «Расчет и разработка схем ввода-вывода на мс кр1533»; «Анализ, 22.11kb.

Содержание

Введение 1Расчет и нормирование зубчатой передачи 1.1 Выбор степени точности зубчатой передачи 1.2 Выбор вида сопряжения зубьев колес передачи 1.3 Выбор показателей для контроля зубчатых колес 2 Расчёт и нормирование точности гладких цилиндрических соединений 2.1 Расчет и выбор посадок неподвижного соединения с дополнительным креплением 2.2 Расчет калибров 2.2.1 Расчет калибров пробок 2.2.2 Расчет калибров скоб 2.3 Расчет и выбор посадок подшипников качения 2.3.1 Расчет и выбор посадок подшипников качения на вал и корпус 2.3.2 Определение требований к посадочным поверхностям вала и отверстия в корпусе 3 Расчет допусков размеров, входящих в размерную цепь Список используемой литературы

3 4 4 4 4 7 7 8 8 9 9 9 11 13 14

Введение


Для развития машиностроения большое значение имеет организация производства машин и других изделий на основе взаимозаменяемости, применение и создание надежных средств технических измерений и контроля.

В машиностроении созданы и освоены новые системы современных, надежных и эффективных машин для комплексной автоматизации производства, что позволяет выпускать продукцию высокого качества с наименьшими затратами труда. В настоящее время непрерывно совершенствуются конструкции машин и других изделий, технология и средства их производства и контроля. Расширяется внутриотраслевая и межотраслевая специализации на основе унификации и стандартизации изделий, широко используются методы комплексной опережающей стандартизации, повсеместно внедряются системы управления и аттестации продукции, а также система технологической подготовки производства.

Точность и ее контроль служат исходной предпосылкой важнейшего свойства совокупности изделий – взаимозаменяемости, определяющей в значительной мере технико-экономический эффект, получаемый при эксплуатации современных технических устройств.


1 Расчет и нормирование зубчатой передачи

1. Выбор степени точности зубчатой передачи
   

Исходные данные:

число зубьев шестерни z₁=41;

число зубьев колеса z₂=287;

межосевое расстояние a_w=328мм;

модуль m=2 мм;

делительный диаметр d=574 мм;

окружная скорость V_окр=3,2 м/с.


Система допусков цилиндрических передач (ГОСТ 1643-81) устанавливает 12 степеней точности зубчатых колес. Степень точности проектируемого зубчатого колеса устанавливается в зависимости от окружной скорости колеса. По таблице 2.1[2],исходя из V_окр=3,2 м/с, для цилиндрических колес выбираем 9 степень точности по норме плавности. Используя принцип комбинирования, назначаем 9-ю степень точности по кинематической точности, а по норме полноты контакта на одну степень точнее-9.


1.2 Выбор вида сопряжения зубьев колес передачи


Вида сопряжения передачи выбирается по величине гарантированного зазора.

Боковой зазор - это зазор между нерабочими профилями зубьев, необходимый для размещения смазки, компенсации погрешностей при изготовлении. Величину бокового зазора, необходимого для размещения смазки, ориентировочно можно определить:

=V =0.01*m ( для тихоходной передачи).

По найденному значению =0,02 и межосевому расстоянию a_w=152мм по таблице 13 ГОСТ 1643-81 выбираем вид сопряжения по боковому зазору С, причем выполняется условие:



0,010,02.

Тогда степень точности колеса будет записана 9С ГОСТ 1643-81

1.3 Выбор показателей для контроля зубчатых колес.


Выбор показателей для контроля зубчатого колеса производится согласно рекомендациям [2] по таблицам 2, 3, 5 ГОСТ 1643-81, а по таблицам 6, 8, 12, 22 ГОСТ 1643-81 назначаем на них допуски.

Средство для контроля показателей выбираем по таблице 5 с.400-405[5]. Результаты выбора показателей, допуска на них и средств контроля сводим в таблицу 1.


Таблица 1- Показатели и приборы для контроля зубчатых колеса.

Нормы точности	Наименование и условное обозначение контролирующего параметра	Условное обозначение и численное значение допуска, м	Наименование и модель прибора
1.Кинематическая	Fir'' - колебания измерительного межосевого расстояния за один оборот колеса	Fi''=140	Межцентромер МЦ-400Б
2.Плавность работы	fir'' - колебания измерительного межосевого расстояния на одном зубе	fir''=45	Межцентромер МЦ-400Б
3. Норма полноты контакта	Fβr – погрешность направления зуба	Fβ=25	Ходомер БВ-5075
4. Боковой зазор	Ews – наименьшее отклонение длины общей нормали Tw – допуск на отклонение длины общей нормали	Ews =-160 Tw =45	Нормалиметр МЦ-400Б

Определим длину общей нормали W:

W=m*W₁,

где W₁-коэффициент, определяемый по таблице справочника [4] в зависимости от числа зубьев z₁=287.

W=2*44.5560=89.112

Из ГОСТа 1643-81 выбираем отклонение на длину общей нормали:

E_ws =-90 (наименьшее отклонение на длину общей нормали).

По таблице 18 находятся значения допуска на длину общей нормали T_w=110, исходя из значения радиального биения зубчатого венца F_r=100 мкм, которое выбирается по таблице 6.

Наибольшее отклонение длины общей нормали будет рассчитано по формуле:

E_we= E_ws-T_w;

E_we=-0.03 мм;

W=.

Требования к точности заготовки определяются допусками на диаметры выступов d_a, радиальным и торцевым биениями. Допуски на диаметры выступов назначаются по 14 квалитету точности Td_a=IT14, т.к. нагруженный диаметр в процессе контроля не является базой.

Допуск на радиальное биение поверхности вершин находится по зависимости:

Fd_a=0.1*m=0.2.

Допуск на торцевое биение определяется по зависимости:

F_T =*100/d;

где - допуск на погрешность направления зуба (мм),

d – делительный диаметр колеса.

F_T=0.02*574/100=0.1148 мкм.

Шероховатость рабочей поверхности зубьев выбирается по таблице [1] R_a=6.3.


2 Расчёт и нормирование точности гладких цилиндрических соединений


2.1 Расчет и выбор посадок неподвижного соединения с дополнительным креплением


Исходные данные:

точность зубчатого колеса 9,

номинальный диаметр соединения d=70 мм,

ширина шпоночного паза b=49 мм,

число зубьев колеса z₁=287,

модуль m=2 мм,

допуск на радиальное биение зубчатого венца F_r=100 мкм.


Соединение зубчатого колеса с валом редуктора с дополнительным креплением при помощи шпонки является разъемным неподвижным соединением, образованным 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 зазорах в соединении.

Хорошее центрирование зубчатого колеса на валу необходимо для обеспечения высокой кинематической точности передачи, ограничения динамических нагрузок и т.д. Известно, что наличие зазора в сопряжении за счет одностороннего смещения вала в отверстии, вызывает появление радиального биения зубчатого венца колеса, определяющего кинематическую точность.

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

S_max;

где K_T – коэффициент запаса точности (K_T =2…5), принимаем K_T =2.

F_r – допуск радиального биения зубчатого венца (F_r =100 мкм).

S_max=100/2=50 мкм.

Наибольший возможный натяг в соединении рассчитывается по формуле:

N_max= S_max;

где z – аргумент функции Лапласа, который определяется по ее значению:

Ф₀(z)=PΔ-0.5;

где PΔ – вероятность получения зазора в соединении, при 9 степени точности по кинематической норме точности PΔ=0.3.

Ф₀(z)=0.3-0.5=-0.2.

По таблице [4] находим z=-0.843.

N_max=50*=35.63 мкм.

По номинальному диаметру соединения d=70 мм и =30, =19 по ГОСТ 25347-82 выбираем переходную посадку Ø. Параметры выбранной посадки не превышают расчетных. Причем выполняется требование ГОСТа по соответствию степени точности зубчатого колеса точности отверстия (таблица 2.2[3]).

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

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

Принимаем нормальный тип соединения. Для нормального соединения установлены поля допусков ширины b для паза на валу N9 и для паза во втулке J_S9.Предельные отклонения указанных полей допусков соответствуют ГОСТ 25347-82. Шпонка как основной вал имеет поле допуска h9.

В этом случае посадка в соединении со шпоночным пазом вала будет 70 и с пазом втулки 70.


2.2 Расчет калибров


2.2.1 Расчет калибров пробок


Исходные данные:

Отверстие D=70H8^+0.046,

Максимальный предельный диаметр отверстия D_max=70.046,

Минимальный предельный диаметр отверстия D_min=70.

Калибры для контроля отверстий называются пробками. Калибры изготавливаются 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. Допуски на изготовление калибров нормируются по ГОСТ 24853-81.

Для определения предельных и исполнительных размеров пробок из таблицы указанного стандарта находятся численные значения параметров H,y,z,

где H – допуск на изготовление калибра,

z – координата середины поля допуска проходной пробки,

y – координата, определяющая границу износа проходной пробки.

H=5 мкм;

z=4 мкм;

y=3 мкм.

Определяем предельные и исполнительные размеры пробок ПР и НЕ:


=+z+H/2=70.03+0.004+0.005/2=70.0095,

=+z-H/2=70+0.004-0.005/2=70.0015,

= -y=70-0.003=69.997,

==70.0065_-0.005,

=+H/2=70.03+0.05/2=70.0325,

=-H/2=70.03-0.005/2=70.0275,

==70.0325_-0.005.


2.2.2 Расчет калибров скоб


Исходные данные:

Вал d=70m6() мм,

d_max=70.03 мм,

d_min=70.011 мм,

калибры для контроля валов, которые также как пробки имеют проходную и непроходную стороны.

Для определения предельных исполнительных размеров скобы из таблицы ГОСТ 24853-81 выписываем координаты:

H₁=5 мкм;

z₁=4 мкм;

y₁=3 мкм;

H_p=2 мкм.

Определяем предельные и исполнительные размеры скобы ПР и НЕ:

=-z₁+H₁/2=70.03-0.004+0.005/2=70.0235;

=-z₁-H₁/2=70.03-0.004-0.005/2=70.0325;

==70.0235^+0.005,

=+H₁/2=70.011+0.005/2=70.008,

=-H₁/2=70.011-0.005/2=70.0175,

==70.0085^+0.005.


2.3 Расчет и выбор посадок подшипников качения


2.3.1 Расчет и выбор посадок подшипников качения на вал и корпус


Исходные данные:

подшипник №211,

D =110 мм,

d=60 мм,

В=22 мм,

r=2.5 мм,

радиальная нагрузка F_r=6000 Н,

вал вращается, вал сплошной, корпус массивный, нагрузка умеренная.


Посадка внутреннего кольца вала 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 циркулярное и местное нагружения. Внутреннее кольцо подшипника является циркуляционно нагруженным, при котором радиальная нагрузка воспринимается последовательно всей окружностью ее дорожки качения и передается всей посадочной поверхности вала. Наружное кольцо подшипника испытывает внешнее 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 подшипников качения для зубчатой передачи выбирается в зависимости от степени точности зубчатой передачи по таблице 3.6 [2]. Степень точности зубчатой передачи 9, тогда класс точности подшипника 6.

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

Посадку внутреннего кольца подшипника на вал определяем по интенсивности радиальной нагрузки P_r, которая определяется по выражению:

P_r=;

где F_r – радиальная нагрузка на ось,

К₁ - динамический коэффициент посадки, при умеренной нагрузке К₁=1 по таблице 3.8[2],

К₂ – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга, при сплошном вале К₂=1,

К₃ – коэффициент, учитывающий тип подшипника, для однорядных несдвоенных подшипников К₃=1,

B – ширина кольца подшипника, мм,

r – радиус фаски кольца, мм.

P_r==875 Н/м.

По рассчитанному значению P_r и номинальному диаметру d устанавливаем поле допуска вала k6() по таблице 3.7[2].

Доле допуска для отверстия в корпусе определяется в зависимости от диаметра D, характера нагрузки и конструкции корпуса по таблице 3.9[2]: H7^+0.03.

Квалитет точности для отверстия и вала устанавливается в зависимости от класса точности подшипника. При 6 классе точности подшипника вал обрабатывается по 6, а отверстие по 7 квалитету точности.

D_отв=110H7^+0.03;

d_вала=60k6().

Предельное отклонение для колец подшипника определяется по ГОСТ 520-89:

D_подш=110l6_(-0.013);

d_подш=60L6_(-0.012).

Таким образом, посадка по внутреннему кольцу подшипника Ø60, по наружному кольцу Ø110,


2.3.2 Определение требований к посадочным поверхностям вала и отверстия в корпусе


Требования к посадочным поверхностям вала и отверстия по ГОСТ 3325-85. Шероховатость поверхности определяется по таблице 3, допуски круглости и профиля продольного сечения по таблице 4, допуск торцевого биения опорного торца вала по таблице 5 этого ГОСТа.

R_{a в}=1.25 мкм;

R_{а отв}=2.5 мкм;

R_{а тор}=1.25 мкм;

T_{кр в}=T_{кр пр.сеч.в}=5.0 мкм;

T_{кр отв}=T_{кр пр.сеч.отв}=9 мкм.

3 Расчет допусков размеров, входящих в размерную цепь

Исходные данные:

сборочный чертеж,

исходное звено АΔ=0^+0.95.


Предельные отклонения замыкающего звена:

ESAΔ=+950 мкм; EIAΔ=0 мкм.

Определяем допуск замыкающего звена и координату его середины:

EcAΔ=470 мкм;

TAΔ=ESAΔ- EIAΔ=+950-0=950 мкм.

По сборочному чертежу устанавливаем конструктивно номинальные размеры составляющих звеньев:

А₁=11 мм; А₂=33 мм; А₃=2 мм; А₄=31 м; А₅=10 мм;

А₆=11 мм; А₇=17 мм; А₈=130 мм; А₉=15 мм.

Количество звеньев m =11.

Проверяем правильность определения номинальных значений составляющих звеньев:

AΔ=,

AΔ=- А₁ - А₂ - А₃ - А₄ - А₅ - А₆ + А₇ + А₈ + А₉ - А₁₀,

0 = 130 - 11 - 33 - 2 - 31 - 10 - 11 - 17 - 15.

Определяем среднее значение допусков составляющих звеньев:

TA_icc==95 мкм.

По номинальным размерам составляющих звеньев, используя ГОСТ 25347-82, определяем поля допусков:

TА₁=12 мкм; TА₂=0.1 мкм; TА₃=0.1 мкм; TА₄=0.1 мкм;

TА₅=0.09 мкм; TА₆=0.12 мкм; TА₇=0.11 мкм; TА₉=0.11мкм.

Определяем поле допуска звена А₈:

TAΔ=,

TAΔ= TА₁ + TА₂ + TА₃ + TА₄ + TА₅ + TА₆ + TА₇ + TА₈ + TА₉ + TА₁₀,

0.950 - 0.12 - 0.1 - 0.1 - 0.1 - 0.09 - 0.12 - 0.11 - 0.11= 0.1,

TA₈ = 0.1 мкм.

Определяем координаты середин полей допусков составляющих звеньев, кроме одного:

Ec_i= ;


EcA₁=-60 мкм; EcA₂=-50 мкм; EcA₃=-50 мкм; EcA₄=-50 мкм;

EcA₅=-50 мкм; EcA₆=-60 мкм; EcA₇=0; EcA₉=0.

Определяем координату середины поля допуска оставшегося неизвестного звена:

EcAΔ=,

EcAΔ=- EcA₁- EcA₂- EcA₃- EcA₄- EcA₅- EcA₆+ EcA₇+ EcA₈+ EcA₉- EcA₁₀

+0.475= EcA₈-(-0.06 - 0.05 - 0.05 - 0.05 - 0.45 - 0.06);

EcA₈= 0.16.

Определяем предельные отклонения оставшегося неизвестного звена:

ESA₈= EcA₈ + = +0.16 + = 0.21 мкм,

EIA₈= EcA₈ - = +0.16 - = 0.11 мкм.

Записываем результаты расчетов:

A₈=130.

Проверяем правильность расчетов:

ESAΔ=,

ESAΔ=0.16 – ( -0.06 – 0.05 – 0.05 – 0.05 – 0.45 – 0.06),

ESAΔ= 0.95 мкм.

EIAΔ=,

EIAΔ= 0.16 – ( - 0.06 – 0.05 – 0.05 – 0.058 – 0.45 – 0.6) – 0.95/2= 0.16 + 0.315 – 0.475 = 0.

Вывод: расчет выполнен правильно.

Список используемых источников

1 Зябрев Н.Н., Прелман Е.И. – Пособие к решению задач по курсу “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения”, - М.: Высшая школа, 1997, 282 с.

2 Курсовое проектирование по курсу “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения”, Методические указания в 2-х частях – Могилев, ММИ, 1990.

3 Лукашенко В.А., Шадуро Р.Н. Расчет точности механизма. Учебное пособие по курсу “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические изменения” – Могилев, ММИ, 1990

4 Допуски и посадки. Справочник в 2-х ч. /В.Д. Мягков, М.А.. Полей, А.Б.Романов, - Л. Машиностроение, Ленинградское отделение, 1982, 543 с.

5 Якушев А.И. “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические изменения”, - М. Машиностроение, 1987г