Выбор допусков и посадок при проектировании зубчатой передачи

Допуски цилиндрических зубчатых колес.

Исходные данные:

Число зубьев большого колеса Z₁ = 139,.

Число зубьев малого колеса Z₂ = 21,.

Окружная скорость V = 0,769 м/с, Модуль m = 2 мм.

Геометрические параметры зубчатой передачи рассчитываем по формулам Делительный диаметр большого колеса:

d_d1 = m Z₁.

d_d1 = 2139 = 278 мм.

делительный диаметр малого колеса:

d_d2 = m Z₂,.

d_d2 = 221 = 42 мм Межосевое расстояние:

a_w = = = 160 мм Ширину зубчатого венца большого колеса ориентировочно определяем: B = 50 мм Диаметр посадочного отверстия зубчатого колеса ориентировочно принимаем равным:

D =.

D = = 92,7 90 мм.

Полученные значения В и D округляем до размеров, взятых из ГОСТ 6636–69 «Нормальные линейные размеры».

Назначение степеней точности зубчатой передачи В зависимости от окружной скорости выбираем степень точности по норме плавности по таблице 3. Степень точности при V = 0,796 м/с — 9.

Используем ГОСТ 1643–81, применяем принцип комбинирования, назначаем степень точности по кинематической норме точности 9, по степени полноты контакта 9.

Выбор вида сопряжения по боковому зазору.

Боковой зазор — это зазор между нерабочими профилями зубьев, который необходим для размещения смазки, компенсации погрешностей при изготовлении, при сборке и для компенсации изменения размеров от температурых деформаций.

Величину бокового зазора, необходимую для размещения слоя смазки, ориентировочно определяем:

J_{n min расч.} = 0,01 m,.

J_{n min расч} = 0,012 = 0,02 мм.

По найденному значению J_{n min расч.} и межосевому расстоянию a_w по ГОСТ 1643–81 выбираем вид сопряжения по норме бокового зазора исходя из условия:

J_{n min табл.} >= J_{n min расч, для которого}.

J_{n min табл} = 40 мкм.

J_{n min расч} = 20 мкм.

40 > 20.

Вид сопряжения по боковому зазору Е.

Т.о. точность зубчатой передачи 9E ГОСТ 1643–81.

Назначение комплексов показателей для контроля зубчатого колеса.

По кинематической норме точности берем F_ir" - колебание измерительного межосевого расстояния.

По норме плавности f_ir" - колебание измерительного межосевого расстоя-ния на одном зубе.

По норме полноты контакта F_вr — погрешность направления зуба.

По норме бокового зазора Е_аs" отклонение измерительного межосевого расстояния (верхнее).

Е_аi" - нижнее отклонение.

Таблица 1 — Показатели для контроля зубчатого колеса.

Т.к. наружная поверхность зубчатого венца не используется в качестве базовой поверхности, допуск на наружный диаметр назначается как для несопрягаемых размеров, т. е. по h14, а радиальное биение этой поверхности определяем по формуле:

F_da = 0.1* m = 0,2.

Допуск на торцевое биение определяем по формуле:

F_m = 0,5* Fв * d_d1/В = 0,5*50*278/30 = 231,7 мкм.

Чертеж зубчатого колеса выполняется по ГОСТ 2403–75.

Расчет посадок.

Расчет посадок с натягом.

Дано:

Материал вала Сталь45 ут = 360 МПа Материал колеса Сталь40Х ут = 800 МПа Диаметр посадочного отверстия на вал D = 90 мм Длина соединения L = b + 10 = 60 мм.

Крутящий момент Т = 245,338 Н*м, Шероховатость вала и отверстия зубчатого колеса.

Для отверстия Rа = 2,5 мкм, Rz = 10мкм, Для вала Rа = 1,25 мкм, Rz = 6 мкм.

2.2 Определяем коэффициенты С1 и С2:

Диаметр отверстия полого вала d1=0,.

f = 0,08.

Внутренний диаметр

d2 = (z — 2,4)*m = (139 — 2,4)*2 = 273,2 мм.

D/d2 = 90/273,2 = 0,33.

По таблице С1 = 1, С2 = 1,2.

Для стали м1 = м2 = 0,3.

Модуль упругости для стали Е = Па.

Рассчитываем.

Nmin=.

= 4мкм Определяем наибольшее допускаемое давление на поверхности контакта охватываемой детали:

Вал: Рдоп1 <= 0,58* ут*(1-) = 0,58*360 = 209 МПа Колесо:

Рдоп2 <= 0,58* ут*(1-) = 0,58*800*(1 — 0,67) = 311 МПа Рассчитываем максимальный расчетный натяг по наименьшему Рдоп:

Nmax = Рдоп * D* 209*0,09*=200 мкм.

Определяем поправку, учитывающую смятие неровностей контактных поверхностей:

U = 2*(K1*Rz1+K2*Rz2).

Соединение осуществляется без смазки, т.о., для стали К1= К2 = 0,2.

U = 2*(0,2*6 + 0,7*10) = 16,4.

По графику определяем Uуд — поправку, учитывающую неровность контактного давления по длине сопрягаемой поверхности охватывающей детали,.

Uуд = 0,85.

Определяем минимальный функциональный натяг:

Nmin ф = Nmin + U = 4 + 16,4 = 20,4? 20 мкм Определяем максимальный функциональный натяг:

Nmax ф = (Nmax + U) * Uуд = (200 + 16,4)*0,85 = 183,94? 184 мкм Определяем эксплуатационный допуск натяга:

TNэ = Nmax ф — Nmin ф — (TD +Td).

По 7 квалитету TD = 35 мкм.

TNэ = 184 — 20 — 70 = 94 мкм.

Определяем гарантированный запас на сборку:

ТNг.зс = Кс* TNэ = 0,1 *0,094 = 9,4 мкм Определяем гарантированный запас на эксплуатацию:

ТNг.зэ = Кэ* TNэ = 0,8*0,094 = 75,2 мкм Выбираем посадку из рекомендованных ГОСТом 25 347−89 по условию:

Nmin т >= Nmin ф.

Nmax т <= Nmax ф.

Nг.зс <= Nmax ф — Nmax т.

Nг.зэ => Nmin т — Nmin ф Выбираем посадку, т.к.

Nmin т = 89 >= Nmin ф = 20.

Nmax т = 159 <= Nmax ф = 184.

Nг.зс = 9,4 <= Nmax ф — Nmax т = 25.

Nг.зэ = 75.2 => Nmin т — Nmin ф = 69.

Соединение вал-колесо выполняется по посадке 90.

Расчет калибров.

Расчет исполнительных размеров калибров-пробок Для выбранного отверстия по номинальному размеру и квалитету точности выписываем из ГОСТ 24 853–81 значения:

7 квалитет z = 5 мкм.

y = 4 мкм.

H = 6 мкм.

= 0.

Предельные размеры отверстия:

Dmax = D + ES = 90 + 0,035 = 90,035 мм.

Dmin = D + EI = 90 + 0 = 90 мм Рассчитываем наибольший предельный размер непроходной пробки:

Dне max = Dmax — + H/2 = 90,035 +,.006/2 = 90,038 мм Рассчитываем наименьший предельный размер непроходной пробки:

Dне min = Dmax — - H/2 = 90 — 0,006/2 = 90,032 мм Записываем исполнительный размер непроходной пробки:

Dне исп. = мм Рассчитываем набольший предельный размер проходной пробки:

Dпр max = Dmin + z + H/2 = 90+ 0,005 + 0,006/2 = 90,008 мм Рассчитываем наименьший предельный размер проходной пробки:

Dпр min = Dmin + z — H/2 = 90 +0,005 — 0,006/2 = 90,002 мм Записываем исполнительный размер проходной пробки:

Dпр исп. = мм Размер предельно изношенной проходной пробки:

Dпр изн. = Dmin — у + = 90 — 0,004 = 89,996 мм Расчет исполнительных размеров калибров-скоб.

Предельные размеры вала:

dmax = d + es = 90+0,159 = 90,159 мм.

dmin = d + ei = 90+0,124 = 90,124 мм Для выбранного вала по номинальному размеру и квалитету точности выписываем из ГОСТ 24 853–81 значения:

6 квалитет z1= 5 мкм.

y1 = 4 мкм.

H1 = 6 мкм.

Hp = 2,5 мкм Рассчитываем наименьший предельный размер проходной скобы:

dпр min = dmах — z1 — H½ = 90,159 — 0,005 — 0,006/2 = 90,151 мм Рассчитываем наибольший предельный размер проходной скобы:

dпр mах = dmax — z1 + H½ = 90,159 — 0,005 + 0,006/2 = 90,157 мм Записываем исполнительный размер проходной скобы:

dпр исп. = мм Размер предельно изношенной проходной скобы:

dпр изн. = dmax + у1 — 1 = 90,159 + 0,004 = 90,163 мм Рассчитываем наименьший предельный размер непроходной скобы:

dне min = dmin + 1 — H½ = 90,124 — 0,006/2 = 90,121 мм Рассчитываем наибольший предельный размер непроходной скобы:

dне mах = dmin + 1 + H½ = 90,124 + 0,006/2 = 90,127 мм Записываем исполнительный размер проходной скобы:

dне исп. = мм.

Расчет и выбор посадок для подшипников качения.

Дано:

В = 29 мм.

r = 2 мм.

d = 55 мм.

D = 120 мм.

R = 8000 H.

Подшипник шариковый радиальный, серия № 311 (средняя) Класс точности 6.

Допустимое напряжение для материала кольца при растяжении.

[у] = 400 МПа.

Узел работает без толчков и вибраций.

В связи с тем, что вал вращается, внутреннее кольцо подшипника имеет циркуляционное нагружение. В этом случае посадку выбираем по расчетному натягу.

Расчет производим по алгоритму табл. 3.2.

Результаты расчета:

Определяем минимальный расчетный натяг Для средней серии N=2,3.

Nmin = = = 9,1 мкм Определяем допустимый натяг:

Nдоп = = 222 мкм.

Выбираем посадку из рекомендованных ГОСТ 13 325–85, удовлетворяющую условиям:

Nmin <= Nmin т.

Nдоп > Nmax т.

Выбираем посадку, т.к. 9,18 <= 20.

222 > 51.

Эта посадка обеспечивает прочность кольца при сборке, т.к.

Nmax т = 51 < Nmax р = 222.

По ГОСТ 520–71 при d = 55 мм l6().

По таблице 2.10 выбираем поле допуска для корпуса: Н7.

Шероховатость:

Валов Ra = 0,63.

Отверстий корпусов Ra = 1.25.

Опорных торцов заплечиков валов корпусов Ra = 1,25.

Допуски формы посадочных поверхностей:

вала отверстия Допуск круглости 6,0 мкм 10,0 мкм Допуск профиля 6,0 мкм 10,0 мкм продольного сечения.

Расчет размерной цепи.

Расчет размерной цепи будем производить методом полной взаимозаменя-емости.

Записываем параметры замыкающего звена:

номинальное значение, А =.

— предельные отклонения.

ESA = + 0,8; EIA = + 0,1,.

— допуск.

TA = ESA — EIA = 0,8−0,1 = 0,7 мм,.

— координату середины поля допуска.

Е_с А = (ESA + EIA) / 2.

Е_с А == 0,45 мм.

Выявляем размерную цепь, увеличивающие и уменьшающие звенья. Составляем ее схему.

А4 А3 А2 А1 А А6.

А5.

Увеличивающее звено А₅; уменьшающие звенья А_1, А_2, А_3, А_4, А_6..

Конструктивно определяем номинальные значения составляющих звеньев.

А₁ = 14 мм, А₄ = 10 мм,.

А₂ = 67 мм, А₅ = 115 мм,.

А₃ = 14 мм, А₆ = 10 мм, А =0.

Проверяем правильность определения номинальных значений составляющих звеньев, А = _i А_i,.

0 = 115 — 14 — 67 — 14 — 10 — 10 = 0.

Определяем среднее значение допусков составляющих звеньев.

ТА_ср. =;

ТА_ср. = = 0,117 мм, По номинальным размерам составляющих звеньев, используя.

ГОСТ 25 347–82 корректируем полученное среднее значение допусков, кроме звена А₅:

ТА₁ = 0,12 ТА₃ = 0,12 ТА₆ = 0,07.

ТА₂ = 0,12 ТА₄ = 0,07.

Определяем допуск звена А₅:

ТА₅ = ТА_Д — ТА₁ — ТА₂ — ТА₃ — ТА₄ — ТА_6,.

ТА₅ = 0,7 — 0,12 — 0,12 — 0,12 — 0,07 — 0,07 = 0,2 мм, Проверяем правильность корректировки допусков.

ТА_Д = ТА_i,.

0,7= 0,12 + 0,12 + 0,12 + 0,07 + 0,07 + 0,2 = 0,7.

Задаем расположение допусков составляющих звеньев и записываем их предельные отклонения, кроме звена А_5..

ESA₁ = 0; EIA₁ = -0,12;

ESA₂ = 0; EIA₂ = -0.12;

ESA₃ = 0; EIA₃ = -0,12;

ESA₄ = 0,035; EIA₄ = -0,035;

ESA₆ = 0,035; EIA₆ = -0,035;

5.10 Определяем координаты середин полей допусков составляющих звеньев, кроме звена А₅: Ес_i =,.

Ес1 == - 0,06,.

Ес2 == - 0,06,.

Ес3 == - 0,06,.

Ес4 == 0,.

Ес6 == 0,.

Определяем координату середины поля допуска оставшегося неизвестным звена А_5..

ЕсА_Д = Ес₅ — Ес₆ — Ес₄ — Ес₃ — Ес₂ — Ес_1,.

Ес₅ = ЕсА_Д + Ес₁ + Ес₂ + Ес₃ + Ес₄ + Ес_6,.

Ес₅ = 0,45 + (-0,06) + (-0,06) — 0,06 + 0 + 0 = 0,27.

Определяем предельные отклонения звена А₅:

ESA_i = Eci + TAi /2; ESA₅ = 0,27 + = 0,37,.

EIA_i = Eci — TAi /2; EIA₅ = 0,27 — = 0,17.

Записываем результаты расчетов:

А₁ = 14_-0,12, А₃ = 14_-0.12, А₆ = ,.

А₂ = 67_-0.12, А₄ =, А₅ =,.

Проверка правильности расчетов.

ESA_Д = Ес₅ — Ес₄ — Ес₃ — Ес₂ -Ес₁ — Ес_{6 +}.

EIA_Д = Ес₅ — Ес₄ — Ес₃ — Ес₂ -Ес₁ — Ес₆.

0,8= 0,27 — 0 + 0,06 + 0,06 + 0,06 — 0 + = 0,8,.

0,1= 0,27 — 0 + 0,06 + 0,06 +0,06 — 0 — = 0,1,.

Расчет выполнен верно.

1.Нормирование точности и технические измерения. Методические указания к курсовой работе для студентов всех специальностей заочного факультета. Могилев: УО МГТУ, 2003 -20 с.

2.Методические указания к курсовой работе по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения.» Часть 1. Могилев. Мин.нар. обр. БССР, ММИ, 1989 г.

3. Лукашенко В. А., Шадуро Р. Н. Расчет точности механизмов. Учебное пособие по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» для студентов машиностроительных специальностей. — Могилев: ММИ, 1992.

4.Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч./ В. Д. Мягков, М. А. Палей, А. Б. Романов, В. А. Брагинский. — 6-е изд., перераб. и доп. — Л.: Машиностроение Ленингр. отд-ние, 1983. Ч.2. — 448 с.

5.Зябрева Н. Н., Перельман Е. И., Шегал М. Я. Пособие к решению задач по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения». -М.;Высшая школа, 1977.-204 с.