Основы машиностроения

1. Расчет посадки с зазором для гладкого цилиндрического соединения

1.1 Расчет среднего давления

1.2 Расчет толщины масляного слоя

1.3 Расчет наименьшего функционального зазора

1.4 Проверка выбранной посадки

1.5 Расчет наименьшей толщины масляного слоя при S_min

1.6 Расчет запаса прочности по толщине масляного слоя при S_min

1.7 Расчет наибольшего функционального зазора

1.8 Определение коэффициента нагруженности

1.9 Расчет наименьшей толщины масляного слоя при S_maxF

1.10 Расчет запаса прочности по толщине масляного слоя при S_maxF

1.11 Схема расположения полей допусков посадки с зазором

2. Расчет и выбор посадок подшипников качения

3. Расчет и подбор калибра

3.1 Выбор калибра

3.2 Контрольные размеры калибра

3.3 Предельные размеры калибра

3.4 Схема расположения полей допусков калибра

4. Расчет резьбового соединения

4.1 Определение основных параметров резьбы

4.2 Выбор характера соединения

4.3 Выбор класса точности посадки

4.4 Определение предельных размеров наружной и внутренней резьбы

4.5 Схема полей допусков резьбового соединения

5. Выбор контрольных параметров зубчатого колеса

5.1 Определение контрольных параметров

5.2 Числовые значения контрольных параметров

5.3 Средства контроля параметров Список использованной литературы

1. Расчет посадки с зазором для гладкого цилиндрического соединения Исходные данные: диаметр вала d = 45 мм, длина соединения l = 40 мм, число оборотов n = 790 об/мин, радиальная нагрузка F_r = 1500 Н, смазка — масло Турбинное 30

1.1 Расчет среднего давления Среднее давление p, Н/мм², рассчитали по формуле

(1.1)

где F_r — радиальная нагрузка, Н; l — длина соединения, мм; d — диаметр посадочной поверхности, мм

0,83 Н/мм² = 0,8310⁶ Н/м²

1.2 Расчет толщины масляного слоя Толщину масляного слоя h_жт, мкм, рассчитали по формуле

h_жт = k_жт(R_z1 + R_z2 + _g),(1.2)

где k_жт — коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя (K_жт 2), принимаем k_жт = 2; R_z1 и R_z2 — высоты неровностей вкладыша подшипника и цапфы вала, которые после приработки соответственно равны 1 — 3 и 1 — 4 мкм, принимаем R_z1 = 2 мкм и R_z2 = 2 мкм; _g — добавка, учитывающая отклонение нагрузки, скорости, температуры от расчетных и других неучтенных факторов, находиться в пределах 2 — 3 мкм, принимаем _g = 2 мкм

h_жт = 2(2 + 2 + 2) = 12 мкм

1.3 Расчет наименьшего функционального зазора Наименьший функциональный зазор S_minF, мкм, рассчитали по формуле

(1.3)

где k и m — коэффициенты, постоянные для заданного значения l/d. По таблице 1 принимаем k = 0,69 и m = 0,705; ₁ — динамическая вязкость масла, Пас. Для масла Турбинного 30 при t = 70С принимаем ₁ = 0,011 Пас; - угловая скорость Угловую скорость, рад/с, рассчитали по формуле

(1.4)

где n — частота вращения цилиндрического соединения

рад/с м = 20 мкм

По таблице 1, приложения 1 выбираем ближайшую посадку, исходя из S_minF = 20 мкм. Ближайшая по ГОСТ 25 346– — 89 посадка с зазором 45 H7/e8, S_minF = 50 мкм.

1.4 Проверка выбранной посадки Коэффициент нагруженности подшипника C_R, рассчитали по формуле

(1.5)

где ш — относительный зазор, равный S_min/d (S_min— наименьший зазор посадки, выбранной по стандарту).

По таблице 2 находим величину относительного эксцентриситета в зависимости от значений l/d и C_R. При этом должно выполняться условие ч?0,4. При ч?0,4 существует зона неустойчивой работы соединения. По таблице 2 при l/d=0.89 и C_R=1,13 величина относительного эксцентриситета ч=0,6 >0,4. Следовательно, режим работы устойчивый.

1.5 Расчет наименьшей толщины масляного слоя при S_min

Наименьшую толщину масляного слоя h_min, мкм, расчитали по формуле

(1.6)

мкм

1.6 Расчет запаса прочности по толщине масляного слоя при S_min

Запас надежности по толщине масляного слоя k_жт рассчитали по формуле

(1.7)

Расчет показывает, что посадка по наименьшему зазору выбрана правильно, так как при S_min = 50 мкм обеспечивается жидкостное трение и создается запас надежности по толщине масляного слоя. Следовательно, S_min можно принять за S_minF

1.7 Расчет наибольшего функционального зазора Наибольший функциональный зазор S_maxF, мкм, рассчитали по формуле

(1.8)

где ₂ — динамическая вязкость масла, Пас. Для масла Турбинного 30 при t = 50С принимаем ₂ = 0,025 ПаС.

м = 114мкм подшипник калибр резьба зубчатый

1.8 Определение коэффициента нагруженности Коэффициент нагруженности подшипника C_R, рассчитали по формуле По таблице 2 при l/d=0,89 и C_R=2,58 величина относительного эксцентриситета ч=0,75.

1.9 Расчет наименьшей толщины масляного слоя при S_maxF

Наименьшую толщину масляного слоя h_min, мкм, расчитали по формуле мкм

1.10 Расчет запаса прочности по толщине масляного слоя при S_maxF

Запас надежности по толщине масляного слоя k_жт рассчитали по формуле (1.7)

Таким образом, при S_maxF = 114 мкм обеспечивается жидкостное трение.

Представим результаты выбора посадки:

1.11 Схема расположения полей допусков посадки с зазором Рисунок 1 — Схема расположения полей допусков посадки с зазором.

2 Расчет и выбор посадок подшипников качения исходные данные: По ГОСТ 8338–75 подобрали подшипник качения 6−207 со следующими параметрами d=35мм; D=72мм; B=17мм; r=2мм.

Подшипник является шариковым радиальным однорядным подшипником класса точности 6 легкой серии. Нагружение наружного кольца является местным, а внутреннего — колебательным. По ГОСТ 3325–85 находим, что при нагрузке со слабыми ударами и вибрацией для диаметров до 80 мм при метсном нагружении рекомендовано основное отклонение K. Назначим поле допуска по 7 квалитету точности — K7. Для диаметров внутренного кольца подшипника свыше 18 мм и до 80 мм принимаем основное отклонение вала для сопряжения с внутренним кольцом подшипника k и назначаем поле допуска по 6 квалитету точности — k6.

По ГОСТ 3325–85 определяем предельные отклонения размеров посадочных диаметров внутреннего и наружного колец подшипника:

— для диаметра 35 мм класса точности 6 верхнее отклонение ES=0 (мкм), нижнее отклонение EI = -10 мкм;

— для диаметра 72 мм класса точности 6 верхнее отклонение es = 0 (мкм), нижнее отклонение ei = -13 мкм.

По ГОСТ 25 347–82 определяем предельные отклонения размеров посадочных поверхностей вала и отверстия в корпусе:

— для диаметра вала 35 мм и поля допуска k6 верхнее отклонение es = +18 мкм, нижнее отклонение ei = +2 мкм;

— для отверстия в корпусе 72 мм и поля допуска K7 верхнее отклонение ES = +9 мкм, нижнее отклонение EI = -21 мкм.

Наибольший натяг N_max, мкм, рассчитали по формуле

N_max = es — EI (2.1)

N_max = 18 — (-10) = 28 мкм

Наименьший натяг N_min, мкм, рассчитали по формуле

N_min = ei — ES (2.2)

N_min = 2 — 0 = 2 мкм Наибольший зазор S_max, мкм, рассчитали по формуле

S_max = ES — ei (2.3)

S_max =9 — (-13) = 22 мкм Наименьший зазор S_min, мкм, рассчитали по формуле

S_min = EI — es (2.4)

S_min = -21 — 0 = -21

Рисунок 2 — Схема расположения полей допусков.

3. Расчет и подбор калибра Исходные данные:

Номинальный размер изделия вал d = 45 мм; По ГОСТ 24 853–81 находим наименьший предельный размер изделия d_min= 44,911 мм; наибольший предельный размер изделия d_max = 44,950 мм; допуск на изготовление калибров для изделия вал H₁ = 7мкм; допуск на изготовление контрольного калибра для скобы Hp = 2,5мкм; отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия вал Z₁ = 6мкм; допустимый выход размера изношенного проходного калибра за границу поля допуска изделия вал Y₁ = 5мкм.

3.1 Выбор калибра Так как, проверяем вал, то выбираем предельный калибр калибр-скобу. Предельные калибры используют для проверки размеров гладких цилиндрических, конусных, резьбовых и шлицевых деталей, высоты выступов и глубины впадин, если на проверяемые размеры установлены допуски не точнее IT6. К достоинствам предельных калибров относятся долговечность, а также простота и достаточно высокая производительность контроля. Несмотря на ряд недостатков (сложность изготовления калибров и пр.) предельные калибры широко используют в массовом, крупносерийном и индивидуальном производствах.

Таблица 1 — Основные геометрические данные калибр-скобы по ГОСТ 16 775–93

Корпус скобы изготавливаем из стали 40 ГОСТ 1050–88, или стали 5 ГОСТ 380–94. Заготовки твердосплавных пластинок по ГОСТ 21 125–75. Пластинки на корпусе скобы припаяны медью МЗ ГОСТ 859–2001. Острые кромки измерительных поверхностей пластинок округляем радиусом не менее 0,2 мм. Покрытие нерабочих поверхностей молотковой эмалью МЛ-165 ГОСТ 12 034;77.

3.2 Контрольные размеры калибра Наибольший номинальный размер рабочего калибра d_max, мм, рассчитали по формуле

d_max= d + es (3.1)

d_max= 45 — 0,05 = 44,95 мм Наименьший номинальный размер рабочего калибра d_min, мм, рассчитали по формуле

d_max= d + is (3.2)

d_max= 45 — 0,089 = 44,911 мм

3.3 Предельные размеры калибра Проходной максимальный размер рабочего калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.3)

мм

Проходной минимальный размер рабочего калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.4)

мм Проходную изношенную сторону рабочего калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.5)

мм Непроходной максимальный размер рабочего калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.6)

мм Непроходной минимальный размер рабочего калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.7)

мм

Проходной максимальный размер контрольного калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.8)

мм Проходной минимальный размер контрольного калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.9)

мм Проходную изношенную максимальную сторону контрольного калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.10)

мм Проходную изношенную минимальную сторону контрольного калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.11)

мм

Непроходной максимальный размер контрольного калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.12)

мм Непроходной минимальный размер контрольного калибра, мм, рассчитали по формуле

(3.13)

мм

3.4 Схема расположения полей допусков калибра Рисунок 3 — Схема расположения полей допусков калибра — скоба.

4. Расчет резьбового соединения Исходные данные:

Резьбовое соединение болта и гайки. Резьба метрическая с диаметром d = 20 мм и шагом p = 1,5 мм. Данное сопряжение предназначено для закрепления шестерни (позиция 5) на оси (позиция 7).

4.1 Определение основных параметров резьбы По ГОСТ 9150–81 установим следующие параметры резьбы: наружный диаметр резьбы d (D) = 20 мм; внутренний диаметр резьбы d₁(D₁) = 18,376 мм; средний диаметр резьбы d₂(D₂) = 19,026 мм; угол профиля резьбы б = 60⁰; высота исходного треугольника резьбы H = 1,299 мм.

4.2 Выбор характера соединения Требования надежности, долговечности и свинчиваемости без подгонки независимо от изготовленных резьбовых деталей при сохранении эксплуатационных качеств соединений являются общими для всех резьб.

В заданном узле на резьбовое сопряжение не установлено дополнительных требований по точности, поэтому назначаем средний класс точности. Для обеспечения подвижности сопряжения назначаем предпочтительную поадку M20 — 6H/6g.

4.3 Выбор класса точности посадки В соответствии с выбранным характером резьбового соединения устанавливаем по стандарту предельные отклонения размеров и заносим их в таблицу.

Таблица 2 — Численные значения полей допусков для посадки 6H/6g.

4.4 Определение предельных размеров наружной и внутренней резьбы Численные значения предельных размеров для посадки 6H/6g.

4.5 Схема полей допусков резьбового соединения Рисунок 4 — Схема полей допусков резьбового соединения

5. Выбор контрольных параметров зубчатого колеса Исходные данные: зубчатое колесо с модулем m = 2,5; число зубьев z = 48; делительный диаметр d = 120 мм; диаметр окружности вершин d_a= 125 мм; диаметр окружности впадин d_f = 113,75 мм.

5.1 Определение контрольных параметров Допуски цилиндрических зубчатых передач нормируются ГОСТ 1643–81 и распространяются на эвольвентные цилиндрические зубчатые передачи внешнего и внутреннего зацепления с прямозубыми, косозубыми и шевронными зубчатыми колесами с делительным диаметром до 6300 мм. шириной венца или полушеврона до 1250 мм, с модулем зубьев от 1 до 56 мм.

Наиболее широко распространены колеса 6−9-й степеней точности. Для каждой степеней точности зубчатых колес и передач устанавливаются три нормы точности: кинематическая, плавности работы и контакта зубьев.

Для зубчатых колес, работающих при повышенных скоростях и умеренных нагрузках, или, наоборот, для колес подачи в станках, где требуется согласованность движений, приняли степень точности 7. Для зубчатого колеса приняли все три контрольных параметра.

Плавность работы колеса — величина составляющих полной погрешности угла поворота зубчатого колеса, многократно повторяющихся за оборот колеса.

Контакт зубьев — точность выполнения относительных размеров пятна контакта сопряженных зубьев колес в передаче.

Кинематическая погрешность — погрешность угла поворота зубчатого колеса за оборот.

По ГОСТ 1643–81 приняли: 7 — С — цилиндрическая передача со степенью по нормам кинетической точности 7 по всем трем нормам, с видом сопряжения зубчатых колес С и соответствием между видом сопряжения и видом допуска на боковой зазор, а также между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния.

5.2 Числовые значения контрольных параметров Таблица 4 — Числовые значения контрольных параметров.

5.3 Средства контроля параметров Таблица 5 — Средства контроля параметров зубчатых колес

1. Якушев А. И. и др. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учебник для втузов/А.И.Якушев, Л. Н. Воронцов, Н. М. Федоров. — 6-е изд., перераб. И дополнит. — М.:Машиностроение, 1987. — 352 с.: ил.

2. Янбухтин Р. М. и др. Метрология, стандартизация и сертификация. Взаимозаменяемость: Учебное пособие/Р.М. Янбухтин, В. М. Кишуров, Э. В. Сафин, Л. Н. Кубышко, Г. А. Панова, Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т. — Уфа, 2004. — 120 с.

3. Никифоров А. Д. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учебное пособие для машиностроительных специальностей вузов / А. Д. Никифоров. — 2-е изд., стер. — М.: Высшая школа, 2002. — 510 с.

4. Н. С. Буткин, Р. М. Янбухтин. Метрология, стандартизация (взаимозаменяемость): Учебное пособие по выполнению расчетно-графической работы/ Н. С. Буткин, Р. М. Янбухтин, Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т. — Уфа, 2004 г. — 40 с.

5. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т2. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 559с., ил.