Курсовая работа: Расчет, выбор и обоснование посадок соединений редуктора

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.

Таблицa 4-Размерные характеристики и методы механической обработки деталей шлицевого соединения D-852589

Рассчитываем предельные зазоры по центрирующим параметрам D

Smax=ES-ei=+0.03-(-0.06)= 0.09мм.

Smin=EI-es=0-(-0.03)=0.03мм.

по размеру b:

Smax=EI-ei=+0.035-(-0.035)=0.070мм.

Smin=EI-es=0.013-(-0.013)=0.026мм.

по размеру d:

Smax=ES-ei=0.150-(-1.6)=1.75мм.

Smin=EI-es=0мм.

Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами, пробковыми и кольцевыми калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения.

Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков. Назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении, контролируют в условном обозначении, контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрам.

2. ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ

2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом

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-()2]d=80 мм

Вала Рдоп d=0/58GTd[1-()2]d2=53 мм

Принимаем для деталей сталь 45: GTD=353 МПа GTd=353 МПа; md=mD=0.3; E=2*105 МПа;

Pдоп D= МПа

Рдоп d= МПа

Чтобы в материалах вала и втулки не возникло пластических деформаций, принимаем меньшее значение допускаемого давления:

Pдоп=125,1 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=мкм

Определяем величину наибольшего функционального натяга по формуле:

Nmax f= Nmax p+U= Nmax f+5(RaD+Rad)

Nmax f=94+5(1,25+0,8)=107,25 мкм

Расчёт наименьшего функционального натяга определяем по формуле 1.107 ([1] , стр. 333) величину наименьшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях деталей:

Pmin=

Pmin= МПа

Определяем по формуле 1.110 ([1] , стр. 334) величину наименьшего расчётного натяга:

Nmin=Pmin*d()

Nmin= мкм

Определяем по формуле Nmin f= Nmin p+U величину наименьшего функционального натяга.

Nmin f=Nmin f+5(RaD+Rad)

Nmin f=5.8+5(1,25+0,8)=16.03.

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=107,25 мкм.

По таблице 1.30 ([1]) в 4….8 квалитетах подбираем поле допуска вала, у которого es<107,25 мкм на минимальную из всех возможных величин.

Выбираем посадку: Æ53 H8/s7

У которой Nmax =83мкм, Nmin=7мкм

Nзс=Nmax f-Nmax

Nзс=107.25-83=24.25 мкм

От нижней границы поля допуска вала (ei=мкм) откладываем наименьший функциональный натяга (Nmin f=16.03мкм) 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=16.05-7=9.03 мкм

Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:

TN= Nmax-Nmin

TN=83-7=76

Рекомендуется значение К=1…2.Следовательно, посадка выбрана точно.

3. РАСЧЕТ 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.

Выбор и обоснование класса точности подшипников качения

Выбираем подшипник, исходя из формулы , так как передача цилиндрическая, то  следовательно . Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии.

По таблице 16.3 ([3]) назначаем подшипник № 309.

Номинальные размеры подшипника: d=45мм; D=100мм; В=25мм; r=2,5мм.

В редукторе сельскохозяйственных машин в основном применяются подшипники качения 0 класса. Следовательно, принимаем класс точности подшипника – 0.

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.

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=0 мкм; ei=-15 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])

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=35мкм; EI=0

Посадка подшипника в корпусе:

Æ100

где l0-поле допуска посадочного размера (диаметра) наружного кольца подшипника класса точности 0.

Предельные отклонения выбираем по табл. 4.83 ([2]

Таблица 3.1-Выбор посадки подшипника №309 для заданных условий работы

Расчёт предельных размеров деталей подшипникового узла, предельных и средних натягов и зазоров.

В соединении внутреннего кольца с валом имеем:

Dmax=45ммdmax=45,008ммNmax=20мкм

Dmin=44,988ммdmin=44,992ммSmax=8мкм

В соединении наружного кольца подшипника с корпусом имеем:

Dmax=100,035ммdmax=100ммSmax=43мкм

Dmin=100ммdmin=99,988ммNmax=0

3.1.  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=14.5мкм.

Вычисляем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца. Для этого определяем приведённый наружный диаметр внутреннего кольца:

d0=d+(D-d)/4

d0=45+(100-45)/4=58,75мм.

действительный натяг.

Ne»0,85Nmax

Ne =0,85×20=17мкм

Посадочный зазор: Cr=Crem-Dd1

Определяем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца:

Dd1= Ne× мкм

Посадочный зазор Cr=Crem-Dd1

Cr=14.5-13,02=1,5 мкм

Следовательно, при намеченной посадке после установки подшипника на вал в нём сохраняется радиальный зазор, который и является посадочным радиальным зазором.

Определим допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса. В приложении 7 ГОСТ 3325 – 85 приведены числовые значения допусков соосности посадочных поверхностей вала и корпуса при длине посадочного места В1=10мм. При другой длине посадочного места В2 для получения этих допусков следует табличные значения умножить на В2/10. тогда допуск соосности поверхностей вала составит:

T0=4B2/10=4*25/10=10мкм, корпуса Т0=8*25/10=20мкм

Обозначение посадки подшипников качения приведено на чертеже. Вычертим эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров, формы, расположение, шероховатости посадочных и опорных торцовых поверхностей.

Шероховатость поверхностей вала и отверстия в корпусе и опорных торцевых поверхностей заплечиков вала и отверстий выбираем не более чем значение табл. 4.95 ([2]).: Rad=1.25мкм; RaD=2,5мкм;Ra=2,5мкм.

4. Расчёт линейных размерных цепей

Решить линейную размерную цепь(Б∆=3).. Выполнить размерный анализ и построить схему размерной цепи. Рассчитать размерную цепь методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом. Сделать вывод о применении методов решения.

4.1 Расчёт размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

Составляющие звеньев Б1=119мм; Б2=58мм; Б3=180мм; ТБ∆=1200мкм; ТБ1=350мкм; ТБ2=300мкм; ТБ3=400мкм.

2.Проверяем правильность принятых номинальных размеров составляющих звеньев, по формуле:

Б∆=∑Бi ув-∑Бi ум=180-(119+58)=3мм

где m-число увеличивающих составляющих звеньев; n- число уменьшающих составляющих звеньев.

3.Определяем допуск замыкающего звена:

Предполагаем, что все размеры выполнены по одному квалитету . Определяем среднее число единиц допуска (коэффициент точности) разменной цепи с учетом известных допусков (стандартных деталей ) и по нему определяем квалитет:

ТБ∆= ЕsБ∆-EIБ∆=600-(-600)=1200мкм.

4.Определяем среднее число единиц допуска по формуле:

аC=(ТБ∆-∑ТБi изв.)/∑iопр=1200/(2.17+1,86+2.52)=183.2

По таблице 1.8 ([1] стр.45) находим, что полученное число единиц допуска приблизительно соответствует JT12.

5.По выбранному квалитету назначаем допуски отклонения, на звенья исходя из общего правила: для охватывающих размеров, как на основе отверстия(H12) , а для охватываемых как на основе вала (h12). Если это трудно установить, на звено назначаем симметричные отклонения (JT12).

Допуски составляющих звеньев определяем по таблице 1.8 ([1] стр.43): ТБ1=350мкм; ТБ2=300мкм; ТБ3=400мкм.

Тогда мм; мм; мм;

6.Так как коэффициент точности ас не полностью соответствует расчётному то одно из звеньев выбираем в качестве корректирующего звена. При выборе корректирующего звена руководствуются следующими соображениями. Если выбранный коэффициент точности a, меньше выбранного коэффициента ас, то есть, а<ac , то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более сложное звено. Если, а>ac, то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более простое звено. Принимаем в качестве корректирующего звена уменьшающее звено Б2. Отклонения корректирующего звена находим по формулам:

ESБ2кор

EIБ2кор

7.Проверяем правильность назначения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев:

ТБ2=ESБ2кор-EIБ2кор=200-(-250)=450

Страницы: 1, 2, 3, 4