Материал: Расчет посадок и параметров зубчатого колеса

Расчет посадок и параметров зубчатого колеса

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК

.1 Посадка с натягом для гладкого цилиндрического соединений 3-7

.2 Посадка переходная для сопряжения 12-6

.3 Посадка подшипника качения

. РАСЧЕТ КАЛИБРОВ

.1 Расчет исполнительных размеров гладкого калибра-скобы для детали 3

.2 Расчет исполнительных размеров гладкого калибра-пробки для детали 1

.3 Расчет рабочих калибров для резьбового соединения 12-13

. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

ВВЕДЕНИЕ

Задачами данной курсовой работы является выбор посадок, удовлетворяющих необходимой технологичности и удовлетворяющих качеству изделий. Исходя из условий работы и назначения детали или соединения деталей, выбираются различные посадки и назначаются различные поля допусков для сопрягаемых размеров.

Для того чтобы определить годность изделия, изготовленного по заданным размерам необходимо разработать различные методы контроля деталей. Для контроля гладких отверстий используются гладкие предельные калибры - пробки.

Для контроля допусков расположения и формы поверхности используют различные методы контроля технических требований, которые осуществляются при помощи приборов.

1. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК

Таблица 1 Исходные данные для расчета посадок с натягом

Запрессовка механическая с нагревом щеки 3.

Материал вала: Сталь 45 ГОСТ 1050-88;

Материал втулки: Сталь 20 ГОСТ 1050-88.

При расчете определяются предельные (N_min и N_max) величины натягов в соединении.

Минимальный функциональный натяг, определяемый из условия обеспечения прочности соединения при нагружении крутящим моментом определяется по формуле:

, (1.1)

1.1 Посадка с натягом для гладкого цилиндрического соединений 3-7, 4-6

Рисунок 1 - Схема сопряжения деталей

где М_кр. - крутящий момент;

d_н. - номинальный диаметр соединения;

d₁ - диаметр отверстия вала;

d₂ - наружный диаметр детали;

L - длина соединения; ¦ - коэффициент трения при запрессовке;

E_D и E_d - модули упругости материала;

С_D и С_d - коэффициенты жесткости конструкции, и определяются:

С_D  ;  С_d  ; (1.2)

Здесь µ_D и µ_d - коэффициенты Пуассона

С_{D ;} С_{d =}

N_{min ф}  = 0,11 мкм;

Максимальный функциональный натяг, определяем из условия обеспечения прочности сопрягаемых деталей;

N_{max ф  ,} где (1.3)

Р_{доп ф} - наибольшее допускаемое давление на контактной поверхности, при котором отсутствуют пластические деформации, определяется по формулам: а) для отверстия

Р_{D доп}

б) для вала (1.4)

Р_{d доп}

 предел текучести материалов деталей при растяжении

N_{max ф} рассчитывать по наименьшему значению Р_доп.

Р_{D доп.}  Па

Р_{d доп.}  Па

N_{max ф.=15,08*10}⁷_*48* =77,8 мкм

Из функционального допуска посадки определяем конструкторский допуск посадки, по которому устанавливаем квалитеты вала и отверстия:

TN_ф = TN_к + Т_э (1.5)

где функциональный допуск посадки:

TN_ф = N_{max ф} - N_{min ф} = 77,8 - 11=66,8

Конструкторский допуск посадки:

TN_к = IT_D + IT_d , где (1.6)

IT_D - табличный допуск отверстия;

IT_d - табличный допуск вала;

Эксплуатационный допуск посадки:

Т_э = ∆_э + ∆_сб, где ( 1.7)

∆_э - запас на эксплуатацию;

∆_сб - запас на сборку.

Конструкторский допуск посадки TN_к определяется на основании экономически приемлемой точности изготовления деталей соединения и рекомендаций по точности посадок с натягом (не точнее IT6 и не грубее IT8). Эксплуатационный допуск посадки ТN_э должен быть не менее 20% TN_ф

Определим квалитеты отверстия и вала.

Из ГОСТа 25346-82 найдем допуски IT6…IT8 для

d_н = 48 мм ; IT7 =25 мкм, IT8 = 39 мкм, IT6 = 16 мкм.

Возможно несколько вариантов значений TN_к и Т_э

при TN_к = ITD +ITd = IT7 + IT8 = 25+39 =64 мкм

ТN_э = TN_ф - TN_к = 66,8-64 = 2,8 мкм, это около 4,2% TN_ф

при TN_к = IT7+ IT7 = 25+25 = 50 мкм.

ТN_э = 66,8-50 = 16,8 мкм, т.е. 25 % TN_ф

при TN_к = IT6 + IT7 = 16+25 =25,8 мкм. _э=66,8 - 25,8 = 41мкм, т.е. 61 % TN_ф

Второй и третий варианты дают удовлетворительные результаты. Учитывая предпочтительность посадок по ГОСТу 2534-82, примем для отверстия допуск IT7, для вала- IT6 или IT7.

Для учета конкретных условий эксплуатации в расчетные предельные натяги необходимо внести поправки.

а) поправка u, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей:

u =5(Ra_D + Ra_d),

где Ra_D, Ra_d - среднее арифметическое отклонение отв. и вала, если не задано, то определим по формуле зависимости шероховатости от допуска на размер.

Ra ≤ 0,05 ∙IT

Ra_D =0,05∙25 =1,25; принимаем Ra_D=1,25

Ra_d =0,05∙16=0,8; принимаем Ra_d=1,0

б) поправка u_t, учитывающая различия рабочей температуры, температуры сборки и коэффициент линейного расширения:

, где (1.9)

 и  - коэффициенты линейного расширения;

 и - рабочие температуры деталей;

t - температура сборки деталей;

- номинальный диаметр соединения;

в) поправка u_ц, учитывающая деформацию деталей от действия центробежных сил:

u =5(1,25+1) = 11,25 мкм,

u_t =0, так как  близка t сборки;

u_ц =0, так как скорость вращения сопрягаемых деталей не велика.

Определяем функциональные натяги с учетом поправок:

N_{min ф расч} = N_{min ф +} u = 11 + 11,25 ≈ 22,25

N_{max ф расч} = N_{max ф +} u = 77,8 +11,25 ≈89

Для обеспечения работоспособности стандартной посадки необходимо выполнить условия:

а) N_{max табл ≤} N_{max ф расч ;}N_{max ф расч} - N_{max табл =} ∆_{сб ;}

б) N_{min табл ≥} N_{min ф расч ;} N_{min табл} - N_{min ф расч =} ∆_{э ;}

в) ∆_{э >} ∆_{сб .}

Условия пп. а) и б) являются обязательными. Условие п. в) необязательно, если при допусках деталей по IT8 остаётся Т_э » 20% TNф.

При ручном выборе посадок проверяем:

а) Посадки с натягом из числа рекомендуемых ГОСТом:

По ГОСТу 25347-82 в системе отв. проанализируем эти посадки

Таблица 2.

Из рассмотренных посадок условиям п.п. а), б) и в) удовлетворяют посадки Æ48. Запас на эксплуатацию ∆_э учитывает возможность повторной запрессовки при ремонте, наличие динамических нагрузок при работе и другие условия. Чем больше запас на эксплуатацию, тем выше надёжность и долговечность прессового соединения.

Запас на сборку ∆_сб учитывает перекосы при запрессовке и другие, не учтённые в формулах условия сборки. Чем больше ∆_сб, тем меньше усилия запрессовки, напряжения в материале деталей, приводящие их к разрушению.

1.2 Посадка переходная для сопряжения 12 - 6

Для сопряжения 12-6 подобрать стандартную посадку. Шестерня 12 (степень точности 8) имеет с валом 6 неподвижное разъемное соединение F_r=40 мкм с дополнительным креплением при помощи шпонки.

Для такого типа соединения применяют переходные посадки, которые обеспечивают высокую точность центрирования и легкость сборки.

Точность центрирования определяется величиной S_max, которая в процессе эксплуатации увеличивается:

 , где (1.11)

F_r - радиальное биение, которое определяем по ГОСТ 1643-81; (таблица 6; 8 степень точности); F_r=40 мкм. К_Т - коэффициент запаса точности, берется К_Т 2…5. Определяем предельные значения зазора:

 мкм,

В системе основного отверстия из рекомендуемых стандартных полей допусков составляем посадки, определяем , по которому и подбираем оптимальную посадку так, чтобы  был равен или меньше на 20% .

Такими посадками по ГОСТ 25347-82 будут:

;  = 0,033 ;  ;  = 0,017

 ;  = 0,023 ;  ;  = 0,010

Для данного соединения наиболее подходит посадка .

Сравним посадки  и

 поэтому посадка  обеспечит лучшее центрирование.

 = 0,017,  = 0,024.

Средний размер отверстия

Средний размер вала

Легкость сборки определяют вероятностью получения натягов в посадке. Принимаем, что рассеяния размеров отверстия и вала, а также зазора и натяга подчиняются закону нормального распределения и допуск равен величине поля рассеяния:

Т= ω = 6 σ

Тогда

σ_{D =}  σ_{d =}

Среднеквадратическое отклонение для распределения зазоров и натягов в соединении:

При средних размерах отверстия и вала получается:

S_с = D_с - d_с = -3,5 мкм

Определяем вероятность натягов от 0 до 3,5 мкм, т.е х =3,5:

По значению функции Ø (Z) находим вероятность натягов пределах от 0 до 3,5 : Ø (0,7) = 0,2580.