Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

.

Найдем коэффициент нагруженности подшипника при зазоре, равном S_наиб.ф:

= .

Учитывая то, что нагрузка на подшипник мала (500 Н), а также то, что , , методом экстраполяции, исходя из таблицы 1 методических указаний, вычисляем , который получается приблизительно равен 0,015.

Тогда = =20,1 мкм;

20,1>13,6

Коэффициент нагруженности при зазоре, равном 400 мкм:

Величина относительного зазора:

;

0,1989;

Таким же методом вычисляем , получим: .

Тогда h_наим=(400/2) (1-0,15)=170 мкм

170>13,6

Таким образом, определен интервал функциональных зазоров:

S_нм.ф.=40,8 мкм

S_нб.ф.=400 мкм

Из числа рекомендуемых посадок, приведенных в приложении стандарта ГОСТ 25347 – 82 “ЕСДП”. Поля допусков и рекомендуемые посадки, выписываем предпочтительные посадки системы отверстия, зазоры которых удовлетворяют соотношению (1):

, ,

, ,

Из этих посадок выбираем посадку – , обеспечивающую наибольший запас на износ.

Поле допуска отверстия – Н7(+0,035).

Поле допуска вала – е8 .

Наименьший зазор:

мм;

Наибольший зазор:

мм;

Запас на износ:

И=0,400-0,161=0,239мм.

Изобразим схему расположения полей допусков с указанием их обозначений и предельных отклонений:

5. Расчет и выбор посадок с натягом для соединения зубчатого венца со ступицей

Цель расчёта – определение интервала функциональных натягов в соединении зубчатого венца со ступицей червячного колеса редуктора.

Исходные данные:

• Номинальный диаметр соединения

• Длина соединения

• Диаметр отверстия в ступице

• Диаметр зубчатого венца под вкладышем

• Крутящий момент

Наименьший функциональный натяг определяется как наименьший расчетный натяг , рассчитываемый из условия передачи заданного крутящего момента . При этом в полученный результат вводим две поправки:

, где - поправка на смятие неровностей сопрягаемых поверхностей, - поправка на возможное ослабление натяга, обусловленное неравномерным расширением материалов соединяемых деталей при нагреве в процессе работы механизма.

где - коэффициент трения при относительном вращении деталей, равный 0,2; - модули упругости материала зубчатого венца и ступицы , - коэффициенты Лямэ для зубчатого венца и ступицы, определяемые по формулам:

где - коэффициенты Пуассона (для чугуна , а для бронзы ),

,

.

Подставляем полученные значения и находим наименьший расчётный натяг:

.

Для определения наименьшего функционального натяга необходимо рассчитать значение поправок.

Поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей при сборке для материалов с различными механическими свойствами рассчитывается по следующей формуле:

где - высота неровностей поверхности отверстия и вала ( , ); - коэффициенты, учитывающие высоту смятия неровностей втулки и вала (при механической заприсовке при нормальной температуре со смазочным материалом , ).

.

Вследствие отличия рабочих температур деталей от температуры при сборке, а также различия температурных коэффициентов линейного расширения материалов, натяг в соединении может меняться. Следовательно, требуется ввести поправку. Учитывая равенство рабочих температур соединяемых деталей, формула поправки имеет вид:

где - номинальный диаметр соединения; - рабочая температура деталей; - температура при сборке соединения; - температурные коэффициенты линейного расширения деталей (спр. данные).

.

Тогда .

Определим наибольший функциональный натяг

где - поправка, учитывающая неравномерность распределения удельного давления по длине соединения, равная 0,7;

где - допускаемое удельное давление, принимаемое по менее прочной детали – зубчатому венцу.

где - предел текучести материала деталей при растяжении ( ).

.

Таким образом, определен интервал функциональных интервалов:

Стандартная посадка выбирается из системы ЕСДП (Единая система допусков и посадок), приведенной в справочной литературе или непосредственно в стандарте - ГОСТ 25347-82.

Условия выбора посадки с натягом:

1. Посадка выбирается по возможности из числа предпочтительных или рекомендуемых посадок основного отверстия (системы отверстия);

2. , где - натяг выбираемой посадки;

3. Из числа посадок с натягом, удовлетворяющих второму условию, выбирается посадка с наибольшим натягом.

Часть допуска натяга , идущая в запас прочности при сборке соединения (технологический запас прочности), всегда должна быть меньше части допуска , обеспечивающей запас прочности соединения при эксплуатации, так как она обусловлена лишь возможным понижением прочности материала деталей и повышением усилий запрессовки, возникающим вследствие перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры. Для соединения ступицы и венца червячного колеса, втулок подшипников скольжения, предпочтительной посадкой является посадка . Но в нашем случае характер нагрузки – перегрузка 300%, поэтому выбираем посадку .

где и - наименьший и наибольший натяги выбранной стандартной посадки.

Расположение полей допусков выбранной посадки имеет вид:

Рис. 2. Схема полей допусков посадки

6. Расчет и выбор переходных посадок для соединения червячного колеса с валом

Переходные посадки используют в неподвижных разъемных соединениях для центрирования сменных деталей или деталей, которые при необходимости могут передвигаться вдоль вала. Эти посадки характеризуются малыми зазорами и натягами, что, как правило, позволяет собирать детали при небольших усилиях. Для гарантии неподвижности одной детали относительно другой соединения дополнительно крепят шпонками, топорными винтами и другими крепёжными средствами.

Переходные посадки предусмотрены только в квалитетах 4-8. Точность вала в этих посадках должна быть на один квалитет выше точности соединения.

Возможность обеспечения высокой точности центрирования сопрягаемых деталей и относительная легкость сборки соединений - характерные особенности переходных посадок. Таким требованиям должно отвечать соединение червячного колеса с валом. Здесь погрешность центрирования соединения, определяемая допустимым зазором, увеличивает фактическое значение одного из показателей точности червячной передачи – радиального биения зубчатого венца червячного колеса , которое ограничивается допуском .

Выбор переходных посадок определяется требуемыми точностью центрирования и легкостью сборки и разборки соединения. Точность центрирования определяется радиальным биением втулки на валу (или вала во втулке), возникающем при зазоре и одностороннем смещении вала в отверстии.

Расчет переходных посадок заключается в определении интервала функциональных, т.е. допустимых по условию работы, зазоров (натягов): .

При этом: наибольший зазор определяется из условия обеспечения заданной точности центрирования соединения;

Погрешности формы и расположения поверхностей сопрягаемых, смятие неровностей, а также износ деталей при повторных сборках и разборках приводят к увеличению радиального биения, поэтому для компенсации указанных погрешностей, а также для создания запаса точности, наибольший допускаемый зазор в соединении необходимо определять по формуле:

где - допуск радиального биения сопряженной с валом детали, - коэффициент запаса точности,

для 8 степени точности при диаметре червячного колеса равен , тогда:

где - значение стандартной случайной величины, распределенной по нормальному закону и удовлетворяющей условию.

Легкость сборки и разборки соединений с переходными посадки, а также характер этих посадок определяются вероятностью получения в них зазоров и натягов.

при

Здесь P – вероятность зазора в соединении, количественно характеризующая требование к легкости сборки.

.

По расчётным значениям выбирается стандартная посадка из условия:

, т.е. , где - значение зазора (натяга) выбранной стандартной посадки, которая не должна быть точнее 6-го квалитета.

При высоких требованиях к точности центрирования, а также при больших (особенно ударных) нагрузках и вибрациях назначают посадки с большим средним натягом, т.е. H/n, H,m. Чем чаще требуется разборка (сборка) узла и чем она сложнее и опаснее в смысле повреждения других деталей соединения (особенно подшипников качения), тем меньше должен быть натяг в соединении, т.е. следует назначать переходные посадки H/k, H/j_s.

Поле допуска отверстия H8 (+64)

7. Размерный анализ

Размерный анализ заключается в выявлении размерных цепей и в расчете допусков размеров, входящих в их состав.

Для червячной передачи 8-ой степени точности с модулем при межосевом расстоянии равным:

,

По ГОСТ 3675-81 в разделе «Нормы точности контактирования» находим .

Номинальные размеры:

Характеристики

Список файлов курсовой работы