РефератыПромышленность, производствоРаРасчет стандартных посадок для подшипников скольжения, червячного колеса и вала

Расчет стандартных посадок для подшипников скольжения, червячного колеса и вала

Содержание


1. Исходные данные


2. Постановка задачи


3. Задание:


4. Расчет и выбор посадок подшипников скольжения.


4.1 Теоретические сведения


4.2 Расчет и выбор посадок подшипников скольжения


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


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


7. Размерный анализ


8. Расчет параметрического ряда


9. Вывод


1. Исходные данные

Исходными данными являются:


- конструкция механизма, задаваемая сборочным чертежом;


- номинальные размеры деталей, подлежащих расчёту соединений, определяемые по сборочному чертежу с учётом масштаба изображения; масштаб изображения в свою очередь определяется заданием одного из размеров – диаметра шейки вала в подшипнике скольжения с заданным обозначением;


- нагрузочные параметры и условия работы;


- диапазон и число членов параметрического ряда механизма;


- материал зубчатого венца – бронза, ступицы червячного колеса – чугун.


2. Постановка задачи

Совершенство конструкции машин и механизмов во многом зависит от обоснованности решений по вопросам характера соединений (посадки) и точности геометрических параметров деталей, которые непосредственно влияют на надежность, мощность, производительность и другие эксплуатационные показатели машин и механизмов в целом. Вместе с тем требования по точности размеров деталей влияют на производительность и экономичность процессов их обработки при изготовлении. Поэтому решения по указанным вопросам должны быть обоснованными и учитывать как требования по качеству изделий, так и технические требования. В теории взаимозаменяемости разработаны расчетные методы обоснования таких решений, применяемые в курсовой работе. Вместе с методическими указаниями студенту выдаются два чертежа-копии – сборочный чертеж механизма и чертеж детали.


3. Задание:

1. Рассчитать и выбрать посадки для следующих соединений заданного на чертеже механизма:


- соединение вала червячного колеса с отверстием вкладыша подшипника скольжения или соединения подшипника качения по внутреннему кольцу с валом червяка и наружного кольца с отверстием в корпусе;


- соединение зубчатого венца червячного колеса со ступицей;


- соединение червячного колеса с валом.


2.
Рассчитать допуски заданной ниже размерной цепи, участвующей в обеспечении допуска на смещение средней плоскости червячного колеса: выявитьпроизводные размерные цепи.


Допуск на смещение средней плоскости червячного зацепления задать в технических требованиях на сборочном чертеже.


3. На чертеже вала червячного колеса задать допуски:


- на размеры (условными обозначениями);


- на отклонения расположения поверхностей (отклонение от соосности опорных поверхностей вала относительно посадочной поверхности вала под червячное колесо);


- на отклонения формы поверхностей (отклонение от круглости опорных и посадочных поверхностей вала);


- на шероховатость.


4. Рассчитать и построить на основе предпочтительных чисел параметрический ряд по мощности механизмов данного типа.


Ниже приведены методические указания по решению поставленных задач.



































Вариант № 12
Диаметр вала в подшипнике скольжения, мм 90
Частота вращения вала, об/мин 2500
Нагрузка на подшипник РI
, Н
500
Характер нагрузки – перегрузка, % 300
Марка смазки И – 20А
Крутящий момент на червячном колесе Мкр
, Нм
470
Условное обозначение подшипника качения 318
Степень точности передачи по ГОСТ 3675 - 81 8
Диапазон параметрического ряда, кВт 4 – 16
Число значений в ряду 12

4.
Расчет и выбор посадок подшипников скольжения
4.1 Теоретические сведения

Исходное условие расчета интервала функциональных зазоров – необходимость обеспечения режима жидкостного трения. Это условие может быть записано в виде:


(1)


где - наименьшая толщина слоя смазки в подшипнике;


- наименьшая толщина слоя смазки, обеспечивающая режим жидкостного трения, т.е. надежное расклинивание поверхностей вала и вкладыша в процессе вращения.


Принимают:



где высота неровностей шероховатости поверхностей вала и вкладыша;


коэффициент запаса, обычно .


С учетом существующих методов обработки и функциональных требований к шероховатости поверхностей трения подшипников скольжения можно принять для поверхностей вкладышей (отверстий) значение параметра в пределах от 1,5 до 6,3 мкм., для поверхностей вала – от 0,1 до 5,0 мкм.


Расчет наименьшего и наибольшего функциональных зазоров - и , при которых исходное условие удовлетворяется, ведется методом последовательных приближений:


- задаются ориентировочными значениями и ;


- если соотношение (1) не выполняется, ориентировочные значения зазоров необходимо изменить: - в сторону увеличения, - в сторону уменьшения, и вновь проверяется соотношение (1). Процесс приближения повторяется до тех пор, пока условие жидкостного трения не будет выполнено.


- для каждого из них вычисляется и проверяется соотношение (1);


Другой путь - уменьшение шероховатости в разумных пределах. На первом этапе и принимаются из следующих соображений.


В пределе чисто геометрически



Но это соответствует неустановившемуся режиму работы, т. к. слой смазки лишен клиновидной формы. Обязательно должен быть эксцентриситет во взаимном положении вала и вкладыша.



Рис.1 зависимость


Поэтому на первом этапе можно принять:



мкм. (предельное значение зазора, за которым расчетные зависимости не соблюдаются).


Действительная толщина слоя смазки при заданных зазорах определяется по выражению, получаемому из геометрических соотношений:



где вместо подставляется проверяемое значение зазора.


Относительный эксцентриситет определяется по зависимости, связывающей с коэффициентом нагруженности подшипника и с относительными размерами подшипника .


При этом:



где среднее давление в подшипнике, Па.;



где – нагрузка, и – длина и номинальный диаметр подшипника;


- относительный зазор, .


Угловая скорость вращения вала (рад/с):



где - число оборотов вала в минуту;


- динамическая вязкость смазки, (Пас):



где - динамическая вязкость смазки при 50°С, - температура смазки.


Можно принять:


при


После определения границ интервала функциональных зазоров приступают к выбору стандартной посадки.


Посадка выбирается по системе ЕСДП. Условия выбора посадки могут быть сформулированы следующим образом:


1. Целесообразность соблюдения принципа предпочтительности;


2. , где S – зазоры стандартной посадки (необходимое условие);


3. С целью обеспечения наибольшего запаса на износ посадка по зазору должна быть близкой к нижней границе функциональных зазоров - ;


4. Должны быть учтены особенности применения посадок системы отверстия и посадок системы вала.


4.2 Расчет и выбор посадок подшипников скольжения

По таблице для смазочного масла И – 20А находим значение динамической вязкости при температуре :


Пас;


При расчете предельных значений функционального зазора принимаем:


температуру смазки при Sнаим.ф.
– 100С;


температуру смазки при Sнаиб.ф
– 50С.


Тогда динамическая вязкость смазки:


- при наименьшем функциональном зазоре



=0,015 (50/100)3
=1,88 10-3
Пас;


- при наибольшем функциональном зазоре


0,02(50/50)3
=0,02 Пас.


Угловая скорость вращения вала в подшипнике:


=3,142500/30=261,6 рад/с.


Среднее давление в подшипнике:


=500/(0,10530,09)=5,28104
Па.


Наименьшая толщина слоя смазки в подшипнике, обеспечивающая режим жидкостного трения, т.е. надежное расклинивание поверхностей вала и вкладыша в процессе вращения:


.


Принимаем:


при условии обработки цапфы вала шлифованием Rz
1
=1,6 мкм;


при условии обработки вкладыша тонким растачиванием Rz
2
=3,2 мкм;


поправку на отклонение в условиях работы от заданных ha
=2 мкм


коэффициент запаса k=2.


Тогда 2(1,6+3,2+2)=13,6 мкм.


Наименьший функциональный зазор Sнм.ф.=
313,6=40,8 мкм.


Принимаем в качестве наибольшего функционального зазора Sнаиб.ф.
=400 мкм (предельное значение зазора, за которым расчетные зависимости не соблюдаются).


Произведем проверочный расчет.


Для этого необходимо найти величину относительного зазора:


.


Найдем коэффициент нагруженности подшипника при зазоре, равном Sнаиб.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 hнаим
=(400/2) (1-0,15)=170 мкм


170>13,6


Таким образом, определен интервал функциональных зазоров:


Sнм.ф.
=40,8 мкм


Sнб.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.


Пол

е 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 длясоединения 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/js
.


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:


;


;


;


;


- замыкающий размер - увеличивающие звенья. Звено - уменьшающее.


Допуск замыкающего звена:


.


В зависимости от номинальных размеров составляющих звеньев находим значение единиц допусков:



При расчете по методу максимума – минимума число единиц допуска получается равным:


.


Это значение соответствует, примерно, 9-му квалитету точности. Пусть резервным звеном является звено , тогда:


;


;


;


Находим отклонение резервного звена :


;


;


Верхнее отклонение звена :


.


Нижнее отклонение: .


По расчетным отклонениям звена .


Расчёты, найденные для звеньев отклонения не приведут к выходу размера замыкающего звена за пределы заданного допуска.


8. Расчет параметрического ряда

Расчет имеет целью установить и обозначить параметрический ряд редукторов. Параметрические ряды механизмов и машин устанавливаются на основе рядов предпочтительных чисел. Система предпочтительных чисел оформлена стандартом и основана на рекомендации ИСО.


Стандартизируемый параметр – мощность, кВт


Диапазон параметрического ряда – 4-16 кВт


Число членов ряда – 12.


Определяем расчетное значение знаменателя геометрической прогрессии параметрического ряда:



Расчетному значению знаменателя наиболее близко соответствует стандартный ряд предпочтительных чисел со знаменателем .


Так как полного совпадения нет, то число членов параметрического ряда в указанном диапазоне будет несколько отличаться от заданного.


Таким образом, по таблице получаем следующие значения мощностей в параметрическом ряду:


50,00; 56,00; 63,00; 71,00; 80,00; 90,00; 100,00; 112,00; 125,00; 140,0; 160; 180,00; 200,00 кВт.


9. Вывод:

В ходе курсового проекта были выбраны стандартные посадки из системы ЕСДП (Единая система допусков и посадок) для соединения:


- подшипника скольжения и цапфы вала;


- венца червячного колеса и его ступицы;


- ступица червячного колеса и вала.


Был сделан размерный анализ (который заключался в выявлении размерных цепей и в расчете допусков размеров входящих в их состав) и обозначен параметрический ряд редукторов.

Сохранить в соц. сетях:
Обсуждение:
comments powered by Disqus

Название реферата: Расчет стандартных посадок для подшипников скольжения, червячного колеса и вала

Слов:2543
Символов:22656
Размер:44.25 Кб.