Целесообразность соблюдения принципа предпочтительности;

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 S_наим.ф. – 100С;

температуру смазки при S_наиб.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 R_z1=1,6 мкм;

при условии обработки вкладыша тонким растачиванием R_z2=3,2 мкм;

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

коэффициент запаса k=2.

Тогда 2(1,6+3,2+2)=13,6 мкм.

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

Принимаем в качестве наибольшего функционального зазора S_наиб.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 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:

;

;

;

;

 - 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.