Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ВСТУП
В основу сучасного промислового виробництва покладено масовість. А в умовах масового виробництва широко застосовується спеціалізація і кооперування. Лише таке виробництво здатне задовольняти зростаючі потреби народного господарства, підвищити продуктивність праці ефективність і якість вітчизняним та зарубіжним зразкам. Якість — це сукупність властивостей і показників, які визначають придатність виробу задовольняти вимоги народного господарства чи населення.
Крім того якість — це відповідність вимогам стандарту, креслення або технічним вимогам.
Підвищення якості машин і механізмів можливе на основі принципів взаємозамінності, стандартизації і при впроваджені прогресивних методів і засобів контролю в машинобудуванні.
Мета дисципліни “Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання” — вивчення основ взаємозамінності, стандартизації та метрології, здобуття навичок використання і дотримання вимог стандартів, виконання розрахунків з вибору посадок типових спряжень, метрологічного забезпечення при виготовлені машин.
Аналіз роботи коробки швидкостей.
Кружний момент через клинопасову передачу від двигуна, передається на шків 9, що встановлений за допомогою шпонки на конічному кінці шліцьового вала 3. Шліцьовий вал 3 змонтовано в корпусі на підшипниках ковзання 13 та 14. На шліцьовому валу 3 встановлено зубчатий блок 4, що передає обертальний рух на вал 2. Зубчаті колеса 5, 6 і , що входять в зачеплення з зубчатим блоком 4, встановленні на валу 2, змонтованому в корпусі на підшипниках кочення 21. Зубчате колесо 5 з’єднане з валом 2 за допомогою шпонки, а зубчаті колеса 6 і 7 встановлені з натягом на валу 2. З’єднуючи попарно зубчатий блок 4 з шестернями 5, 6 або 7, вал 2 одержуватиме три різні частоти обертання. Якісне функціонування вузла забезпечується величиною ланок А1 і А2.
1. Кришка 6 з’єднана з корпусом 1 по посадці з зазором Н7/d9 для зручності демонтажу кришки.
2. Підшипники кочення 2 розміщені на валу 4 з перехідною посадкою L0/js6, а верхнє кільце посаджено в корпус 1 з зазором Н7/l0.
3. Зубчасте колесо 13 посаджено на вал 12 з зазором Н7/с8
4. Зубчасте колесо 11 посаджено на вал 12 з перехідною посадкою H6/js6 за допомогою шпонки N9/h9 для забезпечення роз’ємного і точно центрованого з’єднання.
5. Зубчасте колесо 7 посаджено на вал 4 з натягом Н6/s5.
6. Втулки 10 та 14 розташовані на валу 12 посадкою з зазором Н7/е7 для забезпечення рухомості з’єднання.
7. Блок зубчастих коліс 3 встановлений на валу 4 за допомогою шліцьового з’єднання з центруванням по зовнішньому діаметру для забезпечення рухомого в осьовому напрямку з’єднання.
2. Розрахунок і вибір посадок з зазором .
2.1. Призначення посадок з зазором.
Посадки з зазором застосовуються для рухомих і нерухомих з’єднань. В таких посадках передбачається гарантований зазор, необхідний для забезпечення простоти складання розбирання, взаємного переміщення деталей, компенсації теплових деформацій, розміщення шару мастила, а також компенсацій похибок форми і взаємного розташування поверхонь і осей.
Найбільш відповідальними рухомими з’єднаннями є підшипники кочення, які працюють в умовах рідинного тертя. Тому для з’єднань необхідно розраховувати зазори.
2.2. Розрахунок та вибір посадки з зазором.
2.2.1. Визначаємо середній питомий тиск Р (Н/м2) в підшипнику за формулою:
Р=,
Р = = 1,32 106 Н/м
2.2.2. Визначаємо допустиму мінімальну товщину мастильного шару [ hmin ] за формулою :
[ hmin ] = K (4RaD + 4Rad + ).
де К=2 – коефіцієнт запасу надійності по товщині мастильного шару;
RaD = Rad = 0,8 мкм
[ hmin ] = 2 (4 0,8 + 4 0,8 + 2 ) = 16,8 10-6 м.
2.2.3. Задаємось робочою температурою підшипника. Робоча температура підшипника повинна бути не вищою 60..75С. Для попередніх розрахунків tn= 50 С.
=таб. (50/ tn )2,8 ,
де таб.- динамічна в’язкість при tn= 50 С по додатку 2.
Марка масла И – 30А. таб = 30 10-3 Нс/м2.
2.2.4. Розраховуємо значення коефіцієнта Аh по формулі :
Аh = ,
де - кутова швидкість валу (с-1 ).
= = =104,7 с-1 .
Аh = = 0,36
Значення Аh приймаємо тому, що воно входить в задані межі:
Аh = 0,08...0,64.
2.2.5. По графіку рис.1.27 [1 , ст.288], використовуючи значенням Аh =0,36 (горизонтальна пряма) і співвідношення (крива графіка) знаходимо точки перетину прямої з кривою графіка. Цим точкам перетину на горизонтальній осі відповідають відносні ексцентриситети min і max.
В нашому випадку min < 0,3, тобто першої точки немає. Визначаємо значення Ах при Х=0,3.
Ах = 0,38 при Х = 0,3 .
.
2.2.6. По графіку рис.1.27 [1, ст.288] і значенню Аh =0,36 знаходимо максимальний відносний ексцентриситет, max = 0,73. Визначаємо максимальний допустимий зазор:
2.2.7. Розраховуємо оптимальний зазор:
,
Хопт = 0,5 , Аопт = 0,43 .
2.2.8. Вибираємо із таблиць допусків і посадок всі стандартні посадки, які задовольняють основну умову вибору посадок за [Smin] i [Smax].
Вибираємо посадку 55
Для вибраної посадки повинна виконуватись основна умова:
Smax < [Smax] = 142,
Smin ≥ [Smin] = 50.
2.2.9. Визначаємо поля допусків посадки:
Н7 : ES = 30 мкм ; f7 : es = – 60 мкм;
EI = 0 мкм ; ei = – 106 мкм.
2.2.10. Розрахунок параметрів посадки з зазором, мм:
Dmax = D + ES = 55 + 0,030 = 55,03;
Dmin = D + EI = 55 + 0 = 55;
TD = Dmax – Dmin = 55,03 – 55 = 0,03;
dmax =d + es = 55 – 0,06 = 54,94;
dmin = d + ei = 55 – 0,106 = 54,894;
Td = dmax – dmin = 54,94 – 54,894 = 0,046;
Smin = Dmin – dmax = 55 – 54,94 = 0,06;
Smax = Dmax – dmin = 55,03 – 54,894 = 0,136;
TS = Smax – Smin = 0,136 – 0,06 = 0,076;
TS = Td + TD = 0,046 + 0,03 = 0,076.
2.3. Схема розміщення полів допусків посадки з зазором
3. Розрахунок і вибір нерухомої посадки.
3.1. Призначення нерухомих посадок.
Посадки з натягом застосовуються для одержання нерухомих з’єднань, як правило, без додаткового кріплення. Додаткове кріплення застосовується відносно рідко, коли з’єднання навантаженні значними крутними моментами, або здвигаючими силами.
Розрахунок посадок з натягом виконується з метою забезпечення двох основних умов: гарантувати нерухомість з’єднання, тобто відсутність зміщення з’єднаних деталей, тобто виключити можливість їх пластичної обробки.
3.2. Розрахунок та вибір посадки з натягом.
3.2.1. Розраховуємо найменший питомий тиск :
[Pmin] = 2Мк / ( dH2 l f),
де f = 0.1 – коефіцієнт тертя.
[Pmin] = 2 220 / (3,14 (7410-3)2 6610-3 0.1) = 5,87 107 Н / м2
3.2.2. Знаходимо найменший розрахунковий натяг Nmin .
Попередньо розраховуємо коефіцієнти С1 і С2 .
C1 = 1 + D , C2 = 1 – d
D = d = 0.3 – коефіцієнт Пуассона.
С1 = 1 + 0,3 = 1,3 ; С2 = 1 – 0,3 = 0,7.
Nmin = [Pmin] dH ((C1 + C2) / E),
де Е – модуль пружності матеріалу.
Nmin = 58,7106 7410-3 ((1,3 + 0,7) / 2 1011) = 43,4410-6 м
3.2.3. Розраховуємо мінімальний допустимий натяг:
[Nmin] = Nmin + ш + t ,
де ш – поправка, яка враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з’єднань, ш = 1,2 (4RАD + 4Rаd).
RАD , Rаd – висота мікронерівностей профілю по десяти точках відповідно поверхонь отвору і валу.
ш = 1,2 (4 1,2 + 4 1,2) = 11,52 мкм = 11,52 10-6 м.
t – поправка, яка враховує відмінність температури деталей td , tD , температури складання tСК .
Оскільки tСК = 200 С, t = 0.
Тоді, Nmin = 43,44 + 11,52 = 54,96 мкм = 54,9610-6 м .
3.2.4. Знаходимо максимально допустимий питомий тиск [Pmах], для чого визначаємо Р1 і Р2 :
Р1 = 0,58 Т1 [1 – (d1 / dH)2] = 0,58 7 108 = 40,6 107 H / м2 .
Р2 = 0,58 Т2 [1 – (dН / d2)2] = 0,58 7 108 = 40,6 107 H / м2 .
Для подальших розрахунків беремо значення [Рmax] = 40,6 107 H / м2 .
Nmax = [Pmax] dH ((C1 + C2) / E) = 40,6 107 7410-3 ((1,3 + 0,7) / 2 1011) =
= 300,44 10-6 м.
3.2.5. Визначаємо максимально допустимий натяг:
[Nmax] = Nmax уд + ш – n ,
де уд – коефіцієнт збільшення питомого тиску на торцях охоплюючої деталі.
уд = 0,92.
n = 0 – коефіцієнт повторних запресувань.
[Nmax] = 300,44 0,92 + 11,52 – 0 = 287,92 10-6 м.
3.2.6. Вибираємо із таблиць допусків і посадок всі стандартні посадки, які задовольняють умови вибору посадок за [Nmin] i [Nmax].
Вибираємо посадку 74
3.2.7. Розраховуємо зусилля запресування:
Rn = fn Pmax dH l ,
де fn = 1,2 f = 1,2 0,1 = 0,12 – коефіцієнт тертя при запресуванні;
Рmах – питомий тиск при максимальному натягу Nmax:
Rn = fn Pmax dH l = 0,12 39,04107 3,14 7410-3 6610-3 = 71,9 104 H.
3.2.8. Розрахунок параметрів посадки з натягом, мм:
Dmax = D + ES = 74 + 0,030 = 74,030 мм;
Dmin = D + EI = 74 + 0 = 74 мм;
TD = Dmax – Dmin = 74,030 – 74 = 0,030;
dmax = d + es = 74 + 0,132 = 74,132 мм;
dmin = d + ei = 74 + 0,102 = 74,102 мм;
Td = dmax – dmin = 74,132 – 74,102 = 0,03;
Nmin = dmin – Dmax = 74,102 – 74,030 = 0,072;
Nmax = dmax – Dmin = 74,132 – 74 = 0,132;
TN = Nmax – Nmin = 0,132 – 0,072 = 0,06;
TN = Td + TD = 0,03 + 0,03 = 0,06.
3.3. Схема розміщення полів допусків посадки з натягом
4. Розрахунок і вибір перехідної посадки .
4.1. Призначення перехідних посадок.
Перехідні посадки застосовуються для нерухомих роз’ємних з’єднань, вимагаючих по характеру роботи точного центрування деталей або вузлів. Часто ці з’єднання використовуються з допоміжним кріпленням. Характерна особливість перехідних посадок можливість одержання незначних зазорів або натягів.
4.2. Розрахунок та вибір перехідної посадки.
Розраховуємо очікувані при складанні ймовірності натягу та зазору в посадці
74
4.2.1. Визначаємо натяги :
Nmax = es – EI =0,0095 – 0 = 0,0095 мм;
Nmin = ei – ES = –0,0095 – 0,019 = 0,0285 мм;
.
TD = ES – EI = 0,019 – 0 = 0,019 мм;
Td = es – ei = 0,0095 – 0,0095 = 0 мм.
4.2.2. Знаходимо середнє квадратичне відхилення натягу (зазору):
4.2.3. Розраховуємо границю інтегрування ( при N = 0 ):
4.2.4. З таблиці ( 1 , табл. 1.1 ) по розрахунковому :
Ф ( ) = 0,49865.
4.2.5. Визначаємо ймовірність натягів і зазорів :
PN’= 0,5 + Ф ( ) = 0,5 +0,49865 = 0,99865;
PS’= 0,5 Ф ( ) = 0,5 – 0,49865 = 0,00135.
Процент з’єднань з натягом :
PN= 100 PN’=% ;
Процент з’єднань з зазором :
PS= 100 PS’= %.
4.2.6. Розрахунок параметрів перехідної посадки, мм:
Dmax = D + ES = 74 + 0,019 = 74,019;
Dmin = D + EI = 74 + 0 = 74;
TD = ES - EI = 0,019 – 0 = 0,019;
dmax = es + d = 0,0095 + 74 = 74,0095;
dmin = ei + d = – 0,0095 + 74 = 73,9905;
Td = dmax – dmin = 74,0095 – 73,9905 = 0,019;
Smax = Dmax – dmin = 74,019 – 73,9905 = 0,0285;
Nmax = dmax – Dmin = 74,0095 – 4 = 0,0095;
TS (N) = Nmax + Smax = 0,0095 + 0,0285 = 0,038;
TS (N) = Td + TD = 0,019 + 0,019 = 0,038.
4.3. Схема розміщення полів допусків перехідної посадки
5. Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких
циліндричних виробів.
5.1. Призначення та область застосування граничних калібрів.
У виробництві, особливо масовому і крупно серійному, контроль деталей часто здійснюється калібрами і шаблонами.
Робочі калібри використовуються для контролю деталей на робочих місцях у процесі їх виготовлення (ПР прохідний робочий; НЕ непрохідний робочий). Контрольні калібри використовують для контролю або регулювання робочих калібрів ( К ПР контрольний калібр для прохідного робочого калібра; К НЕ контрольний калібр для непрохідного робочого калібра; К U контрольний калібр для контролю спрацювання прохідної сторони робочого калібра).
ГОСТ 24853 81 ( СТ РЕВ 157 75 ) на гладенькі калібри встановлює такі допуски на виготовлення: Н робочих калібрів (пробок ) для отворів; Н1 калібрів ( скоб ) для вала; НР контрольних калібрів для скоб. Для прохідних калібрів, які в процесі контролю спрацьовуються, крім допуску на виготовлення, передбачаються допуски спрацювання.
Калібри і контркалібри характеризуються номінальними і виконавчими розмірами.
5.2. Розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібрів для посадки з зазором.
55
5.2.1. Розрахунок калібра скоби:
Z1 = 7 мкм; Y1 = 5 мкм; H1 = 8 мкм; HP = 3 мкм.
ПРmax = dmax – z1 + (H1 / 2) = 54,94 – 0,007 + (0,008 / 2) = 54,937 мм;
ПРmin = dmax – z1 – (H1 / 2) = 54,94 – 0,007 – (0,008 / 2) = 54,925 мм;
ПРзн = dmax + Y1 = 54,94 + 0,005 = 54,405 мм;
HEmax = dmin + (H1 / 2) = 54,894 + (0,008 / 2) = 54,898 мм;
HEmin = dmin – (H1 / 2) = 54,894 – (0,008 / 2) = 54,89 мм.
5.2.2. Розрахунок контркалібрів.
K – ПРmax = dmax – z1 + (HP / 2) = 54,94 – 0,007 + (0,003/2) = 54,9345 мм;
K – ПРmin = dmax – z1 – (HP / 2) = 54,94 – 0,007 – (0,003/2) = 54,9315 мм;
K – Umax = dmax +Y1 + (HP / 2) = 54,94 + 0,005 + (0,003/2) = 54,9465 мм;
K – Umin = dmax +Y1 – (HP / 2) = 54,94 + 0,005 – (0,003/2) = 54,9435 мм;
K – HEmax = dmin + (HP / 2) = 54,894 + (0,003/2) = 54,8955 мм;
K – HEmin = dmin – (HP / 2) = 63,814 – (0,003/2) = 54,8925 мм.
5.2.3. Виконавчі розміри контркалібрів.
K – ПР = 54,9345-0,003 ;
K – HЕ = 54,8955-0,003 ;
K – U = 54,9465-0,003 .
5.2.4. Розрахунок виконавчих розмірів калібру – пробки для контролю отворів.
64
Dmax = 55,030 мм ; Dmin = 55 мм;
Z1 = 4 мкм ; H1 = 5 мкм;
Y1 = 3 мкм ; H = 5 мкм.
ПРmax = Dmin + z1 + (H / 2) = 55 + 0,004 + (0,005 / 2) = 55,0065 мм;
ПРmin = Dmin + z1 – (H / 2) = 55 + 0,004 – (0,005 / 2) = 55,0015 мм;
HEmax = Dmax + (H / 2) = 5,030 + (0,005 / 2) = 55,0325 мм;
HEmin = Dmax – (H / 2) = 55,030 – (0,005 / 2) = 55,0275 мм.
Граничний розмір виконавчого калібра .
ПРзн = Dmin – Y1 = 55 – 0,003 = 54,997 мм.
Розміри на кресленні:
ПР = 55,0065-0,005 ;
НЕ = 55,0325-0,005 .
6. Розрахунок розмірних ланцюгів.
6.1. Основні положення теорії розмірних ланцюгів.
В будь якій конструкції машини або механізму окремі деталі зв’язані між собою взаємним розміщенням, розмірами та допусками на них. Вказаний зв’язок регламентується розмірними ланцюгами.
Розмірний ланцюг сукупність взаємозв’язаних розмірів, які утворюють замкнутий контур та визначають взаємне розміщення поверхонь (або осей) однієї або декількох деталей.
Однією з основних властивостей розмірного ланцюга є його замкнутість, яка і визначає взаємозв’язок розмірів деталей, які входять в розмірний ланцюг.
Кожний з розмірів, який утворює розмірний ланцюг, називається ланкою. Серед ланок розмірного ланцюга розрізняють одну замикаючу ланку, а інші складові.
Замикаюча ланка розмірного ланцюга AΣ безпосередньо не виконується, а утворюється автоматично в результаті виконання всіх ланок.
По відношенню до замикаючої ланки складові ланки діляться на збільшуючі, із збільшенням яких вихідна ланка збільшується, та зменшуюча, при збільшенні яких вихідна ланка зменшується.
Вид ланки (збільшуюча або зменшуюча) можна встановити використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схему розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення, яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки.
Формулювання задачі:
На рис. 6.1. зображено вузол циліндричного редуктора, на валу 4 якого, розміщеного в підшипниках кочення 2, розташованих в корпусі 1, розміщений блок зубчастих коліс 3.
Згідно з технічними вимогами до вузла, що розглядається необхідно щоб сумарний осьовий зазор між підшипником 5 і кришкою 6 знаходився в межах 0,3...0,9 мм.
Необхідно визначити допуски та граничні відхилення на розміри тих деталей, які визначають величину осьового зазору.
6.2. Схема розмірного ланцюга.
рис. 6.1. Вузол механізму привода
6.3. Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму мінімуму.
6.3.1. Аналіз конструкції показує, що вихідною ланкою є осьовий зазор, який залежить від розмірів підшипників ковзання А1 і А4, та розмірів А2, А3, А5 і А6 .
6.3.2. Будуємо схему розмірного ланцюга ( Рис. 6.1 ).
6.3.3. Задаємо направлення обходу по контуру і визначаємо зменшуючі та збільшуючі ланки :
А1, А3,…, А6 – зменшуючі;
А2 – збільшуюча.
6.3.4. Згідно з заданими технічними умовами AΣmax = 0,78 мм; AΣmin= 0,25 мм, можна записати AΣ = . Тобто номінальне значення вихідної ланки AΣ=0,5. Допуск на розмір вихідної ланки ТΣ = AΣmax – AΣmin = 0,78 – 0,25 = 0,53 мм.
6.3.5. Складаємо рівняння розмірного ланцюга:
AΣ + A1 + A3 + A4 + A5 + A6– A 2 = 0.
6.3.6. Із конструктивних міркувань прийнято що
;
A1 = ∙ A1(кр) = 3,5 ∙ 5 = 17,5 мм;
A2 = ∙ A2(кр) = 3,5 ∙ 158 = 553,5 мм;
A3 = ∙ A3(кр) = 3,5 ∙ 1 = 3,5 мм;
A4 = ∙ A4(кр) = 3,5 ∙ 18 = 63 мм;
A5 = ∙ A5(кр) = 3,5 ∙ 22 = 77 мм;
A6 = ∙ A6(кр) = 3,5 ∙ 112 = 392 мм.
Підставляємо прийняті значення розмірів в основне рівняння і дістанемо:
AΣ + A1 + A3 + A4 + A5 + A6– A 2 =
= 0,5 + 17,5 + 3,5 + 63 + 77 + 392 – 553,5 = 0.
Отже вимога основного рівняння виконана.
Приймаємо що допуск вихідної ланки будемо розподіляти між складовими ланками, користуючись методом рівного ступеня точності.
6.3.7. Визначаємо число одиниць допуску
.
6.3.8. По табл. 2 4, ст.14 вибираємо найближче менше число одиниць допуску а = 40, що відповідає 9 квалітету.
6.3.9. По стандарту СТ РЕВ 144-75 призначаємо допуски на всі складові розміри по 9 квалітету
ТA1 = 43 мкм; ТA2 = 155 мкм;
ТA3 = 30 мкм; ТA4 = 74 мкм;
TA5 = 74 мкм; TA6 = 140 мкм.
6.3.10. Перевіряємо правильність призначення допусків за формулою:
(43 + 155 + 30 + 74 + 74 + 140) ≤ 530;
516 ≤ 530;
Отже умова виконується.
6.3.11. Згідно з рекомендаціями 2, ст. 25 призначаємо відхилення на всі складові розміри. Зокрема, на розмір A2, як на ступінчастий, відхилення буде симетричним, а всі інші розміри, як на основний вал, тобто в “мінус”, тоді:
A1 = 17,5 – 0,043; A2 = 553,5 0,0775;
A3 = 3,5 – 0,030; A4 = 63 – 0,074;
A5 = 77 – 0,074; A6 = 392 – 0,140.
6.3.12. Розраховуємо середні відхилення полів допусків замикаючої та складових ланок за формулою:
;
.
6.3.13. Перевіряємо правильність призначення відхилень за формулою:
0,015 = 0 –(– 0,0215 – 0,015 – 0,037 – 0,037 – 0,070);
0,015 ≠ 0,1805.
Отже умова не виконується і тому доцільно ввести “залежну” ланку.
6.3.14. Нехай залежною ланкою буде A6. Тоді зберігаємо прийняті вище відхилення для всіх ланок крім ланки A6. Враховуючи, що ланка A6 – зменшуюча, її середнє відхилення визначаємо за формулою:
= Eс6 = 0 – ( – 0,0215 – 0,015 – 0,037 – 0,037) – 0,015=
= 0,0955;
= Eс4 = 0,0955.
6.3.15. Граничні відхилення залежної ланки визначаються за формулами:
= 0,0955 + (– 0,07 / 2 ) = 0,0605;
= 0,0955 – (– 0,07 / 2 ) = 0,1305.
Таким чином можна записати, що
A4 = 392;
Перевіримо ще раз правильність призначення відхилень за формулою:
0,015 = 0 – (– 0,0215 – 0,015 – 0,037 – 0,037 + 0,0955);
0,015 = 0,015.
Таким чином, виконані розрахунки дозволили уточнити номінальні значення всіх розмірів, які входять у розмірний ланцюг, і обґрунтовано призначити на них допуски та граничні відхилення.
7. Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення
7.1. Призначення та вибір посадок підшипників кочення
Підшипники кочення - найбільш поширені стандартні вироби, без яких неможлива робота практично жодної машини. Якість підшипників, довговічність і надійність їх роботи залежить від точності приєднувальних розмірів - зовнішнього діаметру D1 зовнішнього кільця і внутрішнього діаметру d внутрішнього кільця, а також від точності тіл кочення, складання, радіального і торцевого биття. Відхилення приєднувальних розмірів D і d кілець підшипників наведені в [2, с.806; табл. 4.70...4.75], /дод.7/. Вибір посадок кілець підшипників кочення визначається характером їх навантаження. При цьому розрізняють такі види навантаження кілець: місцеве, циркуляційне і коливальне /рис.7.1/.
Місцеве навантаження характеризується постійним по величині і напрямку радіальним навантаженням, що передається нерухомому кільцю. Отже, під навантаженням знаходиться обмежена ділянка поверхні кільця /рис.7.1, а/.
Рис. 7.1.
При циркуляційному навантаженні постійне по величині і напрямку навантаження передається обертаючому кільцю або обертаюче навантаження сприймається нерухомим кільцем. В цьому випадку послідовно буде навантажена вся поверхня кільця /рис.7.1, б/.
Коливальне навантаження відбувається, коли на кільце діє постійне по величині і напрямку навантаження Рn в поєднанні з обертаючим навантаженням Pв /рис.7.1, в/. Отже, виникає обертаюче знакозмінне навантаження, що сприймається певною ділянкою поверхні кільця. В окремих випадках при певному співвідно шенні обертаючого навантаження та постійного можуть виникнути умови, що відповідають місцевому або циркуляційному навантаженню.
На рис.7.1 Рn Рв Рp - відповідно постійне по напрямку, обертаюче і рівнодіюче навантаження. Поля допусків для встановлення підшипника на вал і в корпус наведені в 1, с.816, табл.4.78, 4.79 ; /дод.8,9/.
При циркуляційному навантаженні посадки на вал і в корпус вибираються по інтенсивності радіального навантаження РR для посадочної поверхні розраховується із співвідношення:
де R - радіальна реакція опори (Н); b = B - 2∙r - робоча ширина посадочного місця; В - робоча ширина підшипника (м); r - радіуси скруглення (м); Kn - динамічний коефіцієнт, який залежить від характеру навантаження (при помірних поштовхах Kn = 1 при навантаженні до 300% Kn = 1,8); F - коефіцієнт ослаблювання порожнистого вала або тонкостінного корпусу; FA - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження міх рядами роликів в дворядних конічних підшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження [1, с.817, табл.4.80, 4.81. В прикладах, які розглядаються в даних методичних вказівках, коефіцієнти F = FA = 1.
Поля допусків вибирають по значенню допустимої інтенсивності PR [1, c.810, табл.4.82]; [дод. 8].
Рекомендації по вибору полів допусків при установленні підшипників на вал, або в корпус з урахуванням характеру навантаження, крім циркуляційного, режиму роботи і типу підшипника наведе ні в [1, с.821. табл. 4.84], [дод. 9.
7.2. Розрахунок посадок підшипників кочення.
Формулювання задачі:
Вибрати посадку циркуляційно навантаженого кільця радіального однорядного підшипника № 213 класу точності 6.
(d = 65 мм; D = 120 мм; В = 23 мм; r = 2,5 мм) /дод. 10/ на обертаючий суцільний вал, розрахункова радіальна реакція опори R = 3200 Н. Навантаження є спокійним.
Рішення: Розраховуємо інтенсивність навантаження:
= 3200 / ( ( 23 – 2∙2,5 ) ∙10-3 ) ∙1 ∙1 ∙1 = 178 ∙103 Н/м
Такій інтенсивності навантаження по таблиці /дод.8/ для зовнішнього кільця підшипника відповідає поле допуску Н7.
Для внутрішнього кільця підшипника, яке має циркулярне навантаження по таблиці /дод.9/ відповідає поле допуску валу k6.
7.3 Схема розміщення полів допусків кілець підшипників кочення і з'єднаних з ними деталей (корпус і вал).
8. Вибір посадок для шпонкових зєднань.
8.1. Обґрунтування вибору посадок для шпонкових з’єднань.
Шпонкові зєднання призначенні для зєднання валів між собою за допомогою спеціальних пристроїв (муфт), а також для зєднання з валами, осями різних тіл обертання (зубчатих коліс ексцентриків, шківів маховиків).
Стандартизовані шпонкові зєднання з призматичними, сегментними і клиновими шпонками. Частіше всього застосовується група ненапружених призматичних і сегментних шпонкових зєднань. Використання призматичних шпонок дає можливість більш точно центрувати спряжені елементи і отримувати як нерухомі, так і ковзаючі зєднання.
В шпонкових зєднаннях вибір полів допусків шпонки і шпонкових пазів визначається з конструктивних міркувань.
Якщо матеріал втулки піддається обробці протягуванням або калібруванням, то з міркувань економічності вибирають по зовнішньому діаметру D зєднань з прямобічним профілем зубців або по діаметру впадини втулки D1 зєднань з евольвентним профілем зубців.
Поля допусків вала і втулки по центруючому діаметру визначають із умови точності центрування і довговічності.
Шпонки звичайно спряжуються по ширині з валом по нерухомій посадці, а з втулками – по одній з рухомих посадок. Натяг необхідний для того, щоб шпонка не переміщувалась при експлуатації, а зазор – для компенсації уникнення неточності пазів і їх перекосів.
8.2. Розшифровка позначень посадки.
1. Основні розміри призматичних шпонок і шпоночних пазів на валах і в втулках приймаємо відповідно до (СТ РЕВ 189 – 75) [5, дод.7. с.197]:
|
Діаметр вала, d |
Номінальні розміри шпонки |
Інтерв. довжин l |
Глибина паза |
Радіус заокруглення r або фаска S145 |
|||
|
b h |
від |
До |
На валу t1 |
У втулці t2 |
max |
min |
|
|
74 |
20 12 |
56 |
220 |
7,5 |
4,9 |
0,6 |
0,4 |
2. Граничні відхилення параметра b (ширина шпонки ). Для вільного з’єднання стандартом передбачено [ 1, ст.113, 121 ]:
ширина шпонки 20h9-0,052;
ширина паза вала 20Н9-0,052;
ширина паза втулки 20D10
Приклад умовного позначення призматичної шпонки з розмірами:
ширина шпонки b = 20;
висота шпонки h = 12;
довжина шпонки l = 70 мм;
діаметр вала d = 74 мм;
тип з’єднання вільне
Шпонка 20 12 70 СТ РЭВ 189-75.
Для шпонкового зєднання масового виробництва вибираємо посадку шпонки .
8.3. Схема розміщення полів допусків.
9. Вибір посадок для шліцьового з’єднання.
9.1. Обґрунтування вибору посадок для шліцьових з’єднань.
Шліцьові з’єднання призначені для передачі крутячих моментів і осьових сил. Порівняно із шпонковими шліцьові з'єднання забезпечують краще центрування і більшу рівномірність розподілу навантажень по висоті зуба /шліця/, передають більші крутні моменти.
Шліцьові з'єднання бувають з прямим, евольвентним, трикутним профілем.
Розміри елементів шліцьового з'єднання стандартизовані. Шліцьові з’єднання з прямобічним профілем виготовлять за ГОСТ 1139-80 /СТ РВ.В 187-75 1 СТ РЕВ І88-75/, а з евольвентним - за ГОСТ 6033-60 /СТ РЕВ 269-76; СТ РЕВ 268-76; СТ РЕВ 269-76/.
Шліцьові з'єднання трикутним профілем широкого поширення не набули.
Основні параметри шліцьового з'єднання з прямобічним профілем показано на рис. 9.1.
Рис.9.1
Шліцьові з'єднання характеризуються зовнішнім діаметром D , внутрішнім діаметром d, шириною b шліця , числом шлі ців /зубів/ z. 3'єднання бувають трьох серій : легкої, середньої і важкої.
Залежно від експлуатаційних і технологічних вимог центрування вала і втулки досягається одним з трьох методів: за зовнішнім діаметром D; за внутрішнім діаметром d і боковими сторонами b шліців.
Центрування за зовнішнім діаметром D /рис.9.2,а/ рекомендується тоді, коли твердість втулки дає змогу обробляти протягуванням. Цей спосіб найбільш простий і економічний.
Центрування за внутрішнім діаметром d /рис. 9.2,б/ доцільне, коли втулка має високу твердість і точний розмір можна дістати при шліфуванні діаметра d .
Вал обробляють на шліцьошліфувальному верстаті.
Центрування за боковими сторонами шліців /рис.9.2, в/ не забезпечує точного центрування вала і втулки, але дає найрівномірніший розподіл сил між шліцями. Метод центрування рекомендується для з'єднань у механізмах, які передають великі крутячі моменти або знакозмінні навантаження. Він забезпечує найменші зазори між боковими поверхнями зубів і западин.
Рис. 9.2
Допуски та посадки. ГОСТ 1139-80 /СТ РЕВ 187-75 і СТ РЕВ І88-75/ регламентує допуски на розміри D, d, b. Повний /сумарний/ допуск /рис.9.3/ дорівнює сумі похибок розміру, форми і розміщень поверхонь. Наприклад:
де 
- відповідно похибки розмірів, форми і розміщень .
Рекомендовані поля допусків втулок : H7, F8, D9, F10; валів: g6, js6, js7, k7, e8, f9, h9, d9, f9.
Рис.9.3
Стандартом передбачені також рекомендовані поєднання полів попусків валів і втулок, які утворюють посадки .
9.1.1. Визначаємо розміри елементів шліцьового з’єднання.
.
9.1.2. Розшифровка позначень посадки.
D спосіб центрування по зовнішньому діаметру:
для отвору ;
для валу ;
z = 8 число шліців;
d = 62 мм внутрішній діаметр шліца;
D = 72 мм зовнішній діаметр шліца;
b = 12 мм ширина шліца.
З’єднання з центруванням по боковим сторонам зубців D9/k7, по внутрішньому діаметру H7/g6.
9.2. Схема розміщення полів допусків
10. Допуски циліндричних зубчастих коліс.
10.1. Параметри точності зубчастих коліс.
Зубчасті передачі це складні кінематичні пари, які мають ряд призначень, а саме: передача крутних моментів, зміни напрямку руху; зміни частоти обертання, перетворення обертального руху в поступальний і навпаки. Параметри точності регламентують точність окремого колеса та експлуатаційні параметри передачі за ГОСТ 1643 81.
Встановлено 12 ступенів точності зубчастих коліс і передач.
Для кожного ступеня точності встановлено норми допустимих відхилень параметрів, що визначають кінематичну точність , плавність роботи і контакт зубців (норми кінематичної точності, плавності роботи і контакту зубців).
10.2. Види спряжень зубчастих коліс.
З метою запобігання заклинювання при перегріві передач, забезпеченню умов змащення і обмеженню мертвого ходу при реверсуванні у передачі повинен бути боковий зазор jn (між неробочими профілями зубців спряжених коліс). Передбачено 6 видів спряжень, які визначають різні значення jn min. Кожний вид спряження має умовну назву, символ і передбачає різні значення зазору, а саме: вид А збільшений; В нормальний; С зменшений; D малий; Е особливо малий; Н нульовий.
10.3. Вибір параметрів зубчастого колеса.
Для нормальної роботи зубчатого зачеплення приймаємо такі спряження: 8-7-7-В,
де: 8 - ступінь по нормам кінематичної точності;
7 - ступінь точності по нормам плавності;
7 - ступінь точності по нормам контакту зубців;
В - вид спряження зубців.
Вихідні дані:
Ділильний діаметр d= 245 мм;
Міжосьова відстань а = 210 мм
Приймаємо, що m = 5, тоді z = d/m = 245/5 = 49.
Визначаємо довжину спільної нормалі:
W = m W1,
де W1 – довжина спільної нормалі при m=1 мм.
W1 = 13,97084 при zn = 5 (2, стор. 360, табл.5.30).
Тоді W = m W1 = 5 13,97084 = 69,8542 мкм.
Визначення допуску на середню довжину загальної нормалі:
TWmi = 100 мкм (2, стор. 344, табл.5.21).
Визначення найменшого відхилення середньої довжини загальної нормалі:
.
EWms = 140 мкм (2, стор. 342, табл. 5.19 ).
EWms = 18 мкм при Fr = 71мкм.
Fr = 71 допуск на радіальне биття зубця (2, стор. 317, табл. 5.7 ).
Тоді Еms = (140 +18) = –158 мкм.
Визначення нижнього відхилення середньої довжини загальної нормалі:
.
Отже довжина загальної нормалі:
69,8542.
Визначення гарантованого бокового зазору :
jn = jn1 + jn2
jn1 = a (1 ∙ (t1 – 20) 2 ∙ (t2 – 20)) ∙ 2sin,
де а між осьова відстань;
1,2 коефіцієнти лінійного розширення:
1 = 11,5 10-6 С-1 для стальних коліс;
2 = 10,5 10-6 С-1 для чавунного корпусу (1, стор. 188, табл. 1.62 );
t1, t2 граничні температури зубчастого колеса і корпуса відповідно
t1 = 75 С ; t2 = 50 С.
jn1 = 210∙(11,5 10-6 55 10,5 10-6 30) 0,684 = 80,807 мкм;
jn2 = (10...30) m = 20 5 = 100 мкм;
jn = 80,807 + 100 = 180,807 мкм;
По (2, стор. 336, табл. 5.17 ) вибираємо jn min = 185 мкм.
jn min = 185мкм jn.
Отже, умова виконується: 185> 180,807
10.4. Схема призначення допусків на боковий зазор.
jn min величина гарантованого ( найменшого ) бокового зазору; Tjn допуск на боковий зазор.
стандартизация и технические измерения. - М.: Машиностроение, 1986.
Pn>Pd
Зм. З
Лист
докум.
Підпис
Дата
Арк.