Определяем крутящий момент
Введение 1.Выбор посадок методом подобия. 1.1 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений. 1.2 Выбор посадок для шпоночного соединения. 1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений с прямым профилем зуба. 2. Выбор посадок расчётным методом. 2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом. 3.Расчёт и выбор посадок подшипников качения. 3.1 Выбор и обоснование класса точности подшипников качения. 3.2 Выбор вида нагружения внутреннего и наружного кольца. 3.3 Расчёт и выбор посадки для циркуляционного кольца по величине радиальной нагрузки. 3.4 Выбор и обоснование посадки местно нагруженного кольца. 3.5 Расчёт предельных размеров деталей подшипникового узла, предельных и средних натягов и зазоров. 3.6 Проверка наличия радиального зазора. 3.7 Определение шероховатости и допуска соосности посадочных поверхностей вала и корпуса. 4.Расчёт линейных размерных цепей. Литература. Введение
Программой курса «Стандартизация норм точности» выполнение курсовой работы, цель которой проверка знаний студентов по дисциплине. Важнейшее свойство совокупности изделий – Взаимозаменяемость в значительной мере определяет технико-экономические устройства. Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что она связывает в единое целое конструирование, технологию производства и контроль изделий в любой отрасли промышленности. В основе взаимозаменяемости лежит стандартизация, объектом которой в машиностроении является точность, взаимозаменяемость и технические измерения. Взаимозаменяемость деталей, узлов и агрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методов контроля. Стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и улучшению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.
Сборочной единицей является узел редуктора. Данный редуктор применяется для понижения оборотов передающихся от двигателя к потребителю и повышения крутящего момента на выходе. Данный редуктор является первичной или вторичной ступенью. Реферат
курсовой работы по стандартизации норм точности студента третьего курса, 18 МПТ группы агромеханического факультета. Коледы Александра Владимировича 31 страница, в том числе 5 рис., 6 таблиц Перечень ключевых слов: взаимозаменяемость, допуски, квалитет, посадка, зазор, натяг, стандартизация, контроль, измерение. Представлены результаты выполнения 4 – х заданий, охватывающих основные разделы курса. В задании 1 дан анализ допусков и посадок, рассчитаны геометрические параметры гладких цилиндрических соединений и выбраны средсва измерения для контроля его деталей. Определены геометрические параметры шпоночных и шлицевых соединений. В задании 2 на основании расчётов функциональных параметров выбрана посадка с натягом для зубчатого колеса. В задании 3 на основании расчётов выбрана посадка для подшипников качения. Для заданного номинального диаметра соединения, допустимого радиального биения втулки на валу и вероятности появления зазоров и натягов в соединении выбрана переходная посадка. В задании 4 по заданному замыкающему звену сборочной единицы выявлены и рассчитаны методом максимума минимума и вероятностным методом размерная цепь. Расчёт силовых факторов Определяем крутящий момент
Определяем d вала на выходе
По таблице 1.3 ([1] стр.34) принимаем d=25мм В зацеплении со стороны шестерни действует сила:
окружная
радиальная
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости.
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости.
Определяем суммарные реакции
1.Выбор посадок методом подобия
1.1.Выбор посадок гладких цилиндрических соединений
Для гладких цилиндрических соединений, Расположенных на тихоходном валу, обосновать выбором системы, посадок, квалитетов. Для соединения на валу определить предельные отклонения, допуски, зазоры (натяги), допуски посадок, назначить допуски формы и расположения поверхностей, построить схему расположения допусков. Для деталей данного сопряжения выбрать средства измерения. Вычертить рабочий чертёж вала.
Таблица 1.
Для деталей данного сопряжения выбираем средства измерений: Зная диаметр и допуски (квалитет) контролируемого размера по таблице 1.60 ([1] стр.184) находим допускаемые погрешности измерения.
Выбираем приборы для измерения отверстия и вала удовлетворяющие условию dин£d. Результаты выбора средств измерения для сопряжения сводим в таблицу 2. Таблица 2. Объекты измерения и метрологические характеристики выбранных измерительных средств.
1.2 Выбор посадок для шпоночного соединения
зубчатое колесо - вал, исходя из его назначения и вида, обосновать выбор посадок, определить предельные отклонения, назначить допуски расположения и шероховатость сопрягаемых поверхностей. Назначить поля допусков и предельные отклонения на сопрягаемые размеры. Построить схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения. Так как Т<100 Н×м, принимаем нормальное шпоночное соединение. Определяем для Æ25 номинальные размеры шпоночного соединения по таблице 4.64 и 4.66 ([2]. стр.235, 238) b=8; h=7; t1=4,0; t2=3,3; l=30 мм Определяем для Æ42 номинальные размеры шпоночного соединения по таблице 4.64 и 4.66 ([2]. стр.235, 238) b=12; h=8; t1=5,0; t2=3,3; l=35 мм Выбираем по таблице 4/65 ([2].стр.237) посадки по b для соединений; паз вала – шпонка - 12 Определяем по таблице 1.28 и 1.37 ([1]) предельные отклонения размеров шпоночного соединения и рассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения, их допуски, предельные зазоры и натяги. Полученные результаты сносим в таблицу 3.
Таблица 3. Размерные характеристики шпоночного соединения.
1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений
Находим [Sf] по формуле
[Sf]= [Sf]= Принимаем по таблице 4.5 ([3]), стр 60) Sf=182 Следовательно данное шлицевое соединение относится к лёгкой серии, нормальные размеры соединения: 8 Так как соединение неподвижно, то выбираем метод центрирования по диаметру D. Для размеров D и b выбираем поля допусков и посадки по таблице 4.72 ([2], стр 252) Для D
D-8
Значение предельных значений отклонений размеров (D,b,d) шлицевого соединения определяем по таблице 1.28, 1.36 ([1]). Шероховатость поверхностей для центрирующих (D и b) и не центрирующих (d) элементов соединения назначаем в соответствии с принятыми методами окончательной механической обработки по таблице 2.68 ([1]). Вычисляем предельные зазоры в соединениях по центрирующим и не центрирующим поверхностям. Установленные размеры характеристики деталей шлицевого соединения, шероховатость поверхностей и методы механической обработки сводим в таблицу 4. Таблица 4. Размерные характеристики и методы механической обработки деталей шлицевого соединения D-8
2. Выбор посадок расчётным методом
2.1 Расчёт и выбор посадок с натягам
Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо вал рассчитать и выбрать посадку с натягом. Построить схему расположения функциональных полей допусков деталей сопряжения. Вычислить эскизы размеров, назначить шероховатость сопрягаемых поверхностей. Определяем по формулам (1.115) и (1.116) ([1], стр. 336) величину наибольшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях детали: втулки:
Pдоп D=0.58GTD[1-(
Вала
Рдоп d=0/58GTd[1-(
Принимаем для деталей сталь 45: GTD=353 МПа GTd=353 МПа; md=mD=0.3; E=2*105 МПа; Pдоп D= Рдоп d= Чтобы в материалах вала и втулки не возникло пластических деформаций, принимаем меньшее значение допускаемого давления: Pдоп=126,6 МПа Определяем величину наибольшего расчётного (допустимого) натяга по формуле 1.117 ([1], стр. 336)
Nmax p=Pдоп*d(
Значение коэффициентов жесткости деталей вычисляем по формуле 1.111 ([1], стр. 334):
СD= СD= Сd= Сd= Nmax p=
Определяем величину наибольшего функционального натяга по формуле:
Nmax f= Nmax p+U= Nmax f+5(RaD+Rad) Nmax f=98+5(1,25+0,8)=110,25 мкм
2.Расчёт наименьшего функционального натяга определяем по формуле 1.107 ([1], стр. 333) величину наименьшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях деталей:
Pmin=
Pmin= Определяем по формуле 1.110 ([1], стр. 334) величину наименьшего расчётного натяга:
Nmin=Pmin*d(
Nmin= Определяем по формуле Nmin f= Nmin p+U величину наименьшего функционального натяга.
Nmin f=Nmin f+5(RaD+Rad)
Nmin f=3+5(1,25+0,8)=13 мкм 3. Выбор посадки. По известным предельным функциональным натягам посадка выбирается так, чтобы был обеспечен запас прочности при эксплуатации (Nз=Nmin-Nmin f) и технологический запас прочности соединения (Nзс=Nmin f-Nmin). Изобразим принципиальную схему полей допусков посадки с натягом в системе отверстия. Указываем на схеме наибольший функциональный натяг Nmax f=110,25 мкм. По таблице 1.30 ([1]) в 4….8 квалитетах подбираем поле допуска вала, у которого es<110,25 мкм на минимальную из всех возможных величин. Этому условию удовлетворяет поле допуска вала U8 вал Æ42 U8(
Nзс=Nmax f-Nmax
Nзс=110.25-109=1.25 мкм От нижней границы поля допуска вала (ei=мкм) откладываем наименьший функциональный натяга (Nmin f=13мкм) и отмечаем этот уровень как 57 мкм. Следовательно верхнее отклонение отверстия ES<57 мкм. По таблице 1.36 ([1]) подбираем поле допуска отверстия, у которого EI=0, ES<57 мкм. Принимаем поле допускаH8: отверстия Æ42H8(+0.039)
Nзе=Nmin f-Nmin
Nзе=57-39=18 мкм 4.Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:
TN=Td+TD
TN=39+39=78 Следовательно, посадка выбрана точно. 5.Определяем величину наибольшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях по формуле:
Pmax=Pmin
Pmax= Определим усилие запрессовки по формуле:
Pзапр=ПdlPmaxfn
Pзапр=
3.Расчёт и выбор посадок подшипников качения
Для подшипникового узла быстроходного вала выбрать и обосновать класс точности подшипника качения. Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца. По величине радиальной нагрузки рассчитать и выбрать посадку для циркуляционно нагруженного кольца. Выбрать и обосновать посадку местно или колебательно нагруженного кольца. Рассчитать предельные размеры деталей подшипникового узла, предельные и средние натяги и зазоры в сопряжениях. Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей. Выполнить проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или корпус с натягом. Определить шероховатость и допускаемые отклонения формы и положения посадочных и опорных торцовых поверхностей заплечников вала и отверстия корпуса. Определить допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса. Обозначить посадки подшипников качения на чертеже. Вычертить эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров, формы, расположения, шероховатости посадочных и опорных торцовых поверхностей.
3.1 Выбор и обоснование класса точности подшипников качения
Выбираем подшипник, исходя из формулы По таблице 16.3 ([3]) назначаем подшипник № 307. Номинальные размеры подшипника: d=35мм; D=80мм; В=21мм; r=2,5мм. В редукторе сельскохозяйственных машин в основном применяются подшипники качения 0 класса. Следовательно, принимаем класс точности подшипника – 0.
3.2 Выбор вида нагружения внутреннего и наружного кольца
Изучая конструкцию редуктора цилиндрического, устанавливаем, что кольцо воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения и передаёт её также последовательно всей посадочной поверхности вала, следовательно, внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционный вид нагружения. Анализируя условия работы соединения, устанавливаем, что наружное кольцо подшипника не вращается относительно действующей на него радиальной нагрузки, следовательно, кольцо воспринимает нагрузку лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передаёт её соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса. Такой вид нагружения наружного кольца подшипника называется местным. шпоночный цилиндрический соединение посадка 3.3 Расчёт и выбор посадки для циркуляционно нагруженного кольца по величине радиальной нагрузки
Выбор посадки для циркуляционно нагруженного кольца производится по интенсивности радиальной нагрузки. Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле:
в=В-2r Принимаем по табл. 4.92 ([2], стр 287) поле допуска для внутреннего циркуляционно нагруженного кольца js6 с предельными отклонениями по табл. 1.29 ([1]): es=8 мкм; ei=-8 мкм. Посадка подшипника на вал
Æ
где, L0 – поле допуска посадочного размера (диаметра) внутреннего кольца подшипника класса точности 0. предельные отклонения внутреннего диаметра кольца подшипника приведены в табл. 4.82 ([2])
3.4 Выбор и обоснование посадки местно нагруженного кольца
Поле допуска на диаметр отверстия в корпусе под местно нагруженное кольцо подшипника выбираем по табл. 4.89 ([2], стр 285). Принимаем поле допуска Н7 с предельными отклонениями по табл. 1.36 ([1]): ES=30мкм; EI=0 Посадка подшипника в корпусе:
Æ80
где l0-поле допуска посадочного размера (диаметра) наружного кольца подшипника класса точности 0. Предельные отклонения выбираем по табл. 4.83 ([2]).
3.5 Расчёт предельных размеров деталей подшипникового узла, предельных и средних натягов и зазоров
В соединении внутреннего кольца с валом имеем: Dmax=35мм dmax=35,008мм Nmax=19мкм Dmin=34,989мм dmin=34,992мм Smax=8мкм В соединении наружного кольца подшипника с корпусом имеем: Dmax=80,030мм dmax=80мм Smax=43мкм Dmin=80мм dmin=80,987мм Nmax=0
3.6 Проверка наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал:
Находим начальные радиальные зазоры в подшипнике: Gre min=6мкм; Gre max=20мкм; Gre m=0,5 (6+20)=13мкм. Вычисляем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца. Для этого определяем приведённый наружный диаметр внутреннего кольца:
d0=d+(D-d)/4
d0=35+(80-35)/4=46,25мм. действительный натяг.
Ne»0,85Nmax
Ne =0,85×19=16,5мкм
Посадочный зазор: Cr=Crem-Dd1 Определяем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца:
Dd1= Ne×
Dd1= Посадочный зазор Cr=Crem-Dd1 Cr=13-12,2=0,8 мкм Следовательно, при намеченной посадке после установки подшипника на вал в нём сохраняется радиальный зазор, который и является посадочным радиальным зазором.
3.7 Определение шероховатости и допуска соосности посадочных поверхностей вала и корпуса
Определяем допуски соосности: для внутреннего кольца: Т =12мкм для наружного кольца: Т =16мкм Шероховатость поверхностей вала и отверстия в корпусе и опорных торцевых поверхностей заплечников вала и отверстий выбираем по табл. 4.95 ([2]).: Rad=1,25мкм; RaD=1,25мкм; Ra=2,5мкм. 4.Расчёт линейных размерных цепей
Решить линейную размерную цепь (
4.1 Расчёт размерной цепи методом полной взаимозаменяемости
1.Составляем схему размерной цепи вентилятора. Проверяем правильность принятых номинальных размеров составляющих звеньев, по формуле:
3.Опраделяем допуск замыкающего звена:
4.Определяем среднее число единиц допуска по формуле:
Значение единиц допуска для определённых составляющих звеньев находим по таблице 3.3 ([2] стр.20): По таблице 1.8 ([1] стр.45) находим, что полученное число единиц допуска приблизительно соответствует JT13 5.По выбранному квалитету назначаем допуски отклонения на звенья исходя из общего правила: для охватывающих размеров, как на основе отверстия (H13), а для охватываемых как на основе вала (h13). Если это трудно установить, на звено назначаем симметричные отклонения (JT13). Допуски составляющих звеньев определяем по таблице 1.8 ([1] стр.43):
Записываем номинальные размеры все составляющих звеньев цепи с предельными отклонениями.
6.Так как а>ас, то в качестве корректирующего звена выбираем технологически более простое звено Для корректирующего увеличивающего звена:
Следовательно звено 7.Проверяем правильность назначения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев:
Во всех уравнениях все условия выдерживаются, следовательно допуски и предельные отклонения составляющих звеньев определены правильно. Результаты расчётов размерной цепи сводим в таблицу 5.
Таблица 5.
Воспользуйтесь поиском по сайту: ![]() ©2015 - 2025 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...
|