Редуктор загального призначення КР 207

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

Кіровоградський національний технічний університет

Курсова робота

Редуктор загального призначення КР 207

Кіровоград 2011

Вихідні дані для виконання курсового проекту

Таблиця 1. Дані з розмірів редуктора, зусиль на його ланках, та швидкостей обертання

Таблиця 2.Розміщення спряжень в редукторі

Таблиця 3.Характер посадок у з`єднання

Таблиця 4.Дані з матеріалів спряжуванних деталей, вказівки з розрахунку розмірних ланцюгів, та виконання креслень.

Зміст

• 1. Розробка креслення редуктора
• 2. Розрахунок нерухомої посадки гладкого циліндричного з'єднання
• 3. Розрахунок посадки для підшипника рідинного тертя
• 4. Вибір шпонкового з'єднання
• 5. Розрахунок посадок підшипників кочення
• 6. Розрахунок евольвентного шліцьового з'єднання
• 7. Вибір параметрів прямобічного шліцьового з'єднання
• 8. Розрахунок розмірного ланцюга
• 9. Розрахунок циліндричних зубчастих передач
• 10. Розрахунок граничних калібрів для контролю зовнішньої і внутрішньої циліндричних поверхонь
• Література
• 1. Розробка креслень редуктора
• Згідно рис.1 і розміру L (табл. 1 виконуємо креслення редуктора тонкими лініями на листі формату А2. При цьому застосовуємо масштаб . Всі розміри округлюємо до найближчих стандартних, згідно роботи [1], частина 1,табл. 1.3
• При проектуванні обираємо номери підшипників,типорозміри шліцьових та шпонкових з'єднань. Згідно заданому модулю проводимо розрахунки кількості зуб'їв зубчастих коліс та міжосьові відстані. З'єднання, вказані в табл.2., креслимо згідно з ЄСКД.
• Обираємо і виконуємо креслення гвинтів кріплення кришок редуктора.
• Передбачається осьова фіксація зубчастого колеса на другому валу якщо вони не з'єднанні посадкою з натягом.
• Отриманні розміри приймаються як вихідні для проведення подальших розрахунків.
• Кінцеве креслення редуктора оформлюється згідно додатка 1. Перед виконанням креслення розраховуємо розміри зубчастих коліс згідно табл.3.1 та 3.2.
• Таблиця 3.1 Вихідні данні

№ п/п	Найменування	Позначення	Розмір, мм	Джерело інформації
1	Розмір редуктора	L	200 мм	Табл. 1
2	Модуль заелення	m	1,25 мм	Табл. 1

• Розміри всіх елементів редуктора (валів,зубчастих коліс,підшипників), а також міжосьові відстані розраховуються на основі співвідношення розміру L із рис. 1 з розміром L ,який заданий в таблиці 1.
• Вищезгадані розміри елементів редуктота збільшуються або зменшуються пропорційно зміні співвідношення значень L.
• Таблиця 5 Геометричний розрахунок передач редуктора

№ п/п	Визначаємий параметр	Розрахункова формула	Розрахунок	Приймаєм
1	Кількість зубців першого колеса	Z1=(L-30)/ 3,3m	Z1=(200-30)/3,3*1,25=42	Z1=42
2	Кількість зубів інших коліс	Z2=1,34Z1	Z2=1,3*42=55	Z2=55
		Z3=0,97Z1	Z3=0,97•42=41	Z3=41
		Z4=1,15Z1	Z4=1,15•42=49	Z4=49
3	Міжосьова відстань першої передачі	aw1=m(Z1+Z2)/2	aw1=1,25(42+55)/2	aw1=61
4	Міжосьова відтань другої передачі	aw2=m(Z3+Z4)/2	aw2=1,25(41+49)/2=56 мм
5	Ділильні діаметри зубчастих коліс	d1=mZ1	d1=1,25?42=52,5 мм
		d2=mZ2	d2=1,25?55=68,75 мм
		d3=mZ3	d3=1,25?41=51,25 мм
		d4=mZ4	d4=1,25?49=61,25 мм
6	Зовнішні діаметри зубчастих коліс	da1=m(Z1+2)	da1=1,25(42+2)=55 мм
		da2=m(Z2+2)	da2=1,25(55+2)=71,25 мм
		da3=m(Z3+2)	da3=1,25(41+2)=53,75 мм
		da4=m(Z4+2)	da4=1,25(49+2)=63,75 мм

• Всі підшипники редуктора приймаємо кульковими,радіальними однорядними згідно ГОСТ 8338. Розміри їх беремо з вищезазначеного ГОСТу.
• На кресленні всі підшипники показуємо умовно за ЄСКД.
• 2. Розрахунок нерухомої посадки гладкого циліндричного з'єднання
• Розрахунок посадок з натягом(посадок з пружнім зв'язком) виконуємо з метою забезпечення міцності з'єднання, відсутності зміщення спряжених деталей під дією зовнішніх сил.
• Виходячи з першої умрви, визначаємо мінімальний допустимий натяг (N^min), необхідний для передачі зовнішніх сил.
• Виходячи з лругої умови, визначаємо максимально-допустимий натяг (N^max), при якому відсутні пластичні деформації.
• Вихідні данні для проведення розрахунку приведені в табл. 1.1
• При розрахунках використана інформація з роботи [1], частина 1, стор. 333...339.
• Таблиця 7. Вихідні данні для розрахунків

№ п/п	Найменування	Позначення	Одиниці виміру	Джерело інформації	Значення для данного прикладу
1	Крутниймомент на валу	М	H.м	Табл. 1	1000
2	Осьова сила	Q	H	Табл. 1	100
3	Внутрішній діаметр полого валу	d1	мм	Графічно Рис. 1	0
4	Довжина спряжіння	l	мм	Графічно Рис. 1	24
5	Зовнішній діаметр втулки	d2	мм	Графічно Рис. 1	54
6	Нормальний діаметр спряжіння	d	мм	Графічно Рис. 1	30
7	Коефіцієнт тертя	f		[1], частина 1, табл. 1.104	0,1
8	Коефіцієнт Пуасона для матеріалів	Втулки	м D	-	-	0,3
		Валу	ма
9	Модуль пружності матеріалу	Втулки	ED	Н/м2	[1] частина 1, табл. 1104	2?1011
		Валу	Eа
10	Шорсткість поверхонь спряжених деталей	Втулки	RaD	мкм	[1], частина 1, табл. 1.104	3,2
		Валу	Raа			3,2
11	Коефіцієнт,який враховує вплив температурних деформацій	К2	мкм	[5] стор. 7	2
12	Коефіцієнт,який враховує додаткову деформацію під дією відцентрових сил	К3	мкм	[5] cтор.7	2.5
13	Матеріал деталей	Втулки		Табл 2.4	Сталь 45Х
		Валу

• Таблиця 8. Розрахунок

№ п/п	Визначаємий параметр	Розрахункова форму	Розрахунок
1	Визначаємо допоміжні величини	о1=(d/d2)2	о1=(30/54) 2=0,3
		о2=(d1/d)2	о2=(0/54)2=0
		C1=(1+ о1)/(1- о1)	C1=(1+0,3)/(1-0,3)=1,85
		C2=(1+ о2)/(1- о2)	C2=(1+0)/(1-0)=1
		CD= C1+мD	CD=1,85+0,3=2,15
		Cd=C2- мd	Cd=1-0,3=0,7
		a=(CD/ED)+(Cd/Ed)	a=(2,15/2?1011)+(0,7/2?1011)=1,4?1011
2	Визначаємо найменший тиск в зоні спряження	Pmin=	Pmin=v1002+(2?1000/30?10-3) /3,14?10-3?30?0,1?10-3 =11?106
3	Визначаємо коефіцієнт,який враховує зминання і руйнування мікронерівностй вулки і вала	K1=5(RaD+Rad)	K1=5(0,4+1,6)=10
4	Визначаємо мінімальне значення натягу	Nmin=Pmin•d•a	Nmin=11?108?30?1,42?1011= 46 (мкм)
5	Визначаємо розрахунковий натяг мінімально допустимий	[Np]= Nmin+K1+K2+K3	[Np]=46+10+2+2,5=60,5
6	Визначаємо нижнє граничне відхилення по квалітетам 6,7,8,9, СТ СЭВ 14475 і визначаємо посадку	ES-[1], частина 1,табл. 1.27 | ei|= Np+ES	| ei|=61+33=94
7	Визначаємо максимальне значення натягу при прийнятній посадці	Nmax=|es|	Nmax=121
8	Визначаємо значення максимального тиску, який виникає при спряжінні		Pmax=(121-10)?10-6/(30?10-3 ?1,4?10-11=264,3?106 H/м2
9	Визначаємо максимальне напруження в спряжінні втулки уD і валу уd	уD=C1•Pmax уd=C2•Pmin	уD=1,85?264,3?106 =475,7?106 уd=1?264,3?106 =264,3?106
1	Порівнюємо визначенні параметри максимальних напружент втулки уD і валу уd з допустимим значенням [ут] для матеріалу втулки і валу - Сталь 45	уD?[ут]D уd?[ут]d	475,7?106?320?106 264?106?800?106
11	Визначаємо зусилля напресування	Pн=р•d•10-3•l• 10-3•f • Pmax	Pн=3,14?30?10-3?24? 10-3?0,1?264,3=5975KH
12	Перевіряємо умови додержання мінімально-допустимого натягу	Nmin=|ei|- |ES|?[Np]	Nmin=88-33?53

• 3. Розрахунок посадки для підшипника рідинного тертя
• У рухомих з'єднаннях зазор необхідний для забезпечення вільності переміщення, розміщення шару мастильної рідини, компенсування відхилень форми і розміщення поверхонь,похибок складання та інше.
• Для найбільш відповідальних з'єднань, котрі працюють в умовах рідинного тертя зазори підраховуються на базі гідродинамічної теорії мащення. Нижче розглядаємо спрощений метод розрахунку зазорів і вибору посадок для підшипників рідинного тертя з гідродинамічним режимом роботи. При створенні методики розрахунків використана інформація з роботи [1], частина 1, стор. 282...287.
• Розрахунок проводиться для діаметру D₇ рис 1
• Таблиця 10.Вихідні данні

№ п/п	Найменівання параметру	Позначення	Одиниці виміру	Джерело інформації	Значення для даного прикладу
1	Шорсткість поверхонь	Отвір	RaD	мкм	Табл. 4	0,4
		Вал	Rad			1,6
2	Коефіцієнт запасу надійності	K		[5] стор. 36	2
3	Компенсування на відхилення режиму роботи температури вузла, впливу механічних включень	hg	мкм	[5] стор. 36	2,5
4	Довжина підшипника	l	см	Креслення вузла	6
5	Навантаження на підшипник	R	Н	Табл. 2.1	2000
6	Динамічна в'язкість рідини	м	сСт	[1], частина 1,табл. 1.99	45
7	Кількість обертів підшипника	n	Об/хв	Табл. 2.1	2000
8	Діаметр підшипника	d	см	Креслення вузла	2

• Таблиця 11. Розрахунок

№ п/п	Визначаємий параметр	Розрахункова формула	Розрахунок
1	Найменша товщина шару рідини, при якому можливо появлення рідинного тертя	hж.т=K(RaD+ Rad+ hg)	hж.т=2(0,4+1,6+2,5)=4,5
2	Найменший граничний зазор в посадці		[Smin]=4?4,5=18(мкм)
3	Найбільший граничний зазор в посадці	[Smax]=(0,355•10-9•м•n•l•d3) /R•[Smin]	[Smax]=(0,355?45?33?23)/(2000?18=59мкм
4	Встановлюємо умови вибору посадок	Smax вибр. ? [Smax]	20>18 46<58
5	Визначаємо верхнє гра-ничне відхилення отвору по квалітетах 6, 7, 8, 9, 10 по табл. 1.27, [1], частина 1		|ES|=13
6	Визначаємо нижнє гра-ничне відхилення вала по квалітетах 6, 7, 8, 9, 10 по табл. 1.27, [1], частина 1	|ei|=|Smax|-ES	|ei|=-33
7	Приймаємо посадку з урахуванням пункту 5 і 6 по 7 квалітету	O50=	O20=
8	Проводимо пе-ревірку прийнятої посадки по умовах п.4	Smax вибр.= ES+ei?[Smax]	Smin(вибр)=20?[Smin]18 Умова виконуэться Smax(вибр)=13+33=46?S[max]59 Умова виконується

• 4. Вибір шпонкового з Тєднання
• Шпонкові зТєднання виконуються для передачі скрутних моментів. Стандартизовані шпонкові зТ єднання з призматичними і сегментними шпонками. ЗТ єднання з сегментною шпонкою використовують лише для нерухомих зТ єднань.
• Розміри зТ єднань з сегментними шпонками нормовані за ГОСТ 8795 та ГОСТ 8794. Розміри зТ єднань з призматичними шпонками нормовані за ГОСТ 8789. Граничні відхилення розмірів зТ єднань призматичних і сегментних шпонок нормовані за ГОСТ 7227.Вихідні данні для проведення вибору шпонкового зТ єднання приймаємо у табл. 2. В ній визначне місце розташування зТ єднання на кресленні редуктору і тип шпонкового зТ єднання, та характер зТ єднання.
• При розробці методики вибору параметрів використалась інформація з роботи [1], частина 2, стор. 772…780.
• Таблиця 12. Вибір параметрів вільного зТ єднання з призматичною шпонкою

№ п/п	Найменування параметру	Позначення	Одиниці виміру	Джерело інформації	Значення для даного прикладу
1	Номінальний діаметр	d	мм	Кресленняр-дуктору (рис. 1)	25
2	Номінальні розміри шпонки	Ширина	b	мм	Частина 2. табл.4.52	8
		Висота	h			7
		Фаска	s			0,4
		Довжина	l		Рис.1	18
3	Номінальні розміри пазу	Глибина на валу		мм	Частина 2. табл 4.52	4
		Глиина на отворі				3,3
4	Граничні відхилення по розміру „b" при вільному характері з Тєднання	Шпонки	h9	мм	Частина 2,табл.4.53. табл.22	h9
		Паз валу	H9			N9
		Паз отвру	Js9			Js9

• редуктор підшипник шпонковий шліцьовий
• Таблиця 13 Вибір параметрів з'єднання з призматичною шпонкою.

№ п/п	Найменування параметру	Позначення	Одиниці виміру	Джерело інформації	Значення для даного прикладу
1	Номінальний діаметр з'єднання	D	мм	Креслення редуктору	40
2	Номінальні розміри шпонки	ширина	b	мм	[1] частина 2, табл 4.55	12
		висота	h			8
		діаметр	d			40
		фаска	s			0,4
3	Розміри шпонкового пазу	Глибинавала	t1	мм	[1] частина 2, табл 4.55	5 3,3
		Глибина отвору	t2
4	Граничні відхилення по розміру „b" при нормальному характері з'єднання	Шпонки		мм	[1] частина 2, табл 4.56	12h11
		Паз вала				12H11
		Паз отвор				12D11
5	Граничні відхилення вільних розмірів	Висота шпонки	h	мм	[1] частина 2, табл 4.54 [1] частина 2, табл 1.37	12h11
		Діаме шпонки	dш			12h12
		Глибина в пазу вала	t1			5
		Глибина в пазу отвора	t2			3,3

• 5. Розрахунок посадок підшипників кочення
• З Тєднання підшипників кочення з валами і корпусами виконується згідно ГОСТ 3325. Діаметр зовнішнього кільця підшипника і діаметр внутрішнього кільца прийняті відповідно за діаметри основного валу і основного отвору. З урахуванням чого посадки зовнішнього кільця з корпусом виконується в системі валу, а посадка внутрішнього кільця з валом - в системі отвору.
• Розрахунок посадок підшипників кочення приводиться нижче. При створенні методики розрахунку використана інформація з роботи [1], частина 2, стор. 805…825.
• Для розрахунку підбирається підшипник розміри якого на кресленні редуктора відповідають ГОСТ 8338 „Шарикопідшипники радіальні однорядні" та вибираються по [9]. Навантаження на підшипник приймається згідно таблиці 1. Клас точності підшипників приймається - 0.
• При роботі редуктора мають місце перевантаження до 150%, помірні ударні навантаження.
• У розглядаємому редукторі зовнішнє кільце підшипника має місцеве навантаження,а внутрішнє кільце має циркуляційне навантаження.
• Таблиця 14. Вихідні дані

№ п/п	Найменування параметру	Позна- чення	Одиниці виміру	Джерело інфор- мації	Значення для даного прикладу
1	Внутрішній діаметр (номінал)		мм	Креслення ре- дуктора	25
2	Відхилення внутрішнього діаметру підшипника	ES	мкм	[1], частина 2, табл. 470	-4,0
		EI			-6
3	Зовнішній діаметр підшип-ника (номінал)		мкм	Креслення ре- дуктора	62
4	Відхилення зовнішнього діаметру підшипника	es	мкм	[1], частина 2, табл. 4.70	0
		ei			-11
5	Довжина підшипника	B	мм	Креслення ре- дуктора	12
6	Навантаження на підшипник	R	H	Табл. 1	2000
7	Навантаження внутрішнього кільца підшипника	-	-	[1], частина 2, табл. 4.77	циркуляційне
8	Навантаження зовнішнього кільца підшипника	-	-	[1], частина 2, табл. 4.77	Місцеве
9	Номер підшипника вибраного по п. 1, 3, 5, 6.	-	-	-	№206 ГОСТ 8338
10	Радіус закруглення зовніш-нього кільца підшипника	r	мм	ГОСТ 8338	1,5
11	Динамічний коефіцієнт посадки		-	[1], частина 2, стор. 814	1,0
1	Коефіцієнт враховуючий сту- пінь послаблення посадоч-ного натягу	F	-	[1], частина 2, стор. 814	1,0

• Таблиця 15. Розрахунок посадок підшипників кочення

№ п/п	Визначний параметр	Розрахункова формула	Розрахунок
1	Довжина робочої частини зовнішнього кільца підшипника		B=12-21,5=9
2	Інтенсивність навантаження		P=
3	Рекомендовані поля допусків вала (під зовнішнє кільце підшипника)	n6, m6, k6 [1], частина 2, табл. 4.78. Приймаємо посадку m6
4	Рекомендовані поля допусків отвору корпуса (під зовнішнє кільце підшипника)	Js6, Js7, H6, H7, H8, H9 [1] частина 2, табл. 4.78. Приймаємо посадку Н7

• 6. Розрахунок евольвентного шліцьового з Т єднання
• Евольвентні шліцьові з Тєднання мають теж призначення, що і шпонкові або шліцьові прямобічні. Але вони мають ряд переваг перед вищезгаданими з Тєднаннями:
• - технологічністю виконання (для обробки всіх типорозмірів валів з одним модулем необхідна тільки одна черв Тячна фреза);
• - підвищеною міцністю, можливістю передачі більших по значенням скрутних моментів;
• -точністю центрування особливо при навантаженні;
• Розміри та граничні відхилення евольвентних шліцьових з Тєднань регламентовані ГОСТ 6033.Найбільш розповсюджений спосіб центрування деталей евольвентного з Тєднання є центрування по бокових сторонах і по зовнішньому діаметру. Вихідні данні для проведення розрахунку приймаються за таблицями 2 та 3. Визначені місце розташування з Тєднання, центруючий елемент та вид з Т єднання центруючих поверхонь валу і отвору.
• Таблиця 16. Вихідні дані

№ п/п	Найенування параметру	Позна- чення	Одиниці виміру	Джерело інформації	Значення для даного прикладу
1	Номінальний діаметр з Т єднання	D	мм	Креслення ре- дуктора, уточ- нення по [1] частина 2, табл. 4.64	20
2	Модуль з Т єднання	m	мм	Табл. 1	0,5
3	Кількість зубців в залежності від діаметру D та модуля m	Z	шт.	[1] частина 2, табл. 4.64	38
4	Умовне позначення з Т єднання за ГОСТ 6033 при центруванні по B			Табл. 2.3. [1], частина 2, стор. 804-805	ГОСТ 6033
5	Кут профілю вихідного контуру		Град.	ГОСТ 6033	30
6	Граничні значення раціального биття нецентруючих елемен-тів відносно центруючих для 9 квалітету		мкм	[1] частина 2, табл. 4.66	20
7	Поле допуску	H14	мм	[1] частина 2, табл. 4.66	ES=0.052 EI=0
8	Поле допуску	H11	мм	[1] частина 2, табл. 4.66	ES=0.130 EI=0
9	Поле допуску	d9	мм	[1] частина 2, табл. 4.66	ES=-0.065 EI=-0.117
10	Поле допуску	h14	мм	[1] частина 2, табл. 4.66	ES=0 EI=-0.520

• Таблиця 17. Розрахунок

№ п/п	Визначаєм параметр	Розрахункова формула	Розрахунок
1	Діаметр ділильного кола	d=m•z	d=0,5*38=20
2	Діаметр основного кола	dB=m?z?cosб	dB=0,5?38?cos30=16,34
3	Зміщення вихідного контуру	Xm=0,5•[D- m(z+1,1)]	Xm=0.5*[64-3(19+1.1)]=1.85
4	Номінальна ділильна колова товщина зубу вала S(впадини отвору е)	S=e=(р?m)/2+2 Xm•tgб	S=
5	Висота головки зубу отвору	Ha=0,45•m	Ha=0.45*0,5=0,225
6	Висота ніжки зубу отвору	Hfmin=0,6•m	Hfmin=0.6*0,5=0,3
7	Висота зубу отвору	H= Ha+Hf	H=0,225+0,3=0,525
8	Висота головки зубу вала при центруванні по зовнішньому діаметру	ha=0,45•m	ha=0,45*0,5=0,225
9	Висота ніжки зубу вала	hf=0,6•m	hf=0.6*0,5=0,3
10	Висота зубу вала	h= ha+ hf	h=0,225+0,3=0,525
11	Номінальний діаметр кола западини отвору	Df=D	Df=20
12	Номінальний діаметр кола верхівок зубів отвору	Da=D-2m	Da=20-2*0,5=19
13	Номанільний діаметр кола западин вала	df =D-2,5m	df =20-2,5*0,5=18,75
14	Номінальний діаметр кола верхівок зуб'їв валу	da=D- 0,2m	da=20-0,2*0,5=19,9
15	Номінальний діаметр граничних точок зубу отвору	De=da+Fr	De=19,9-0,020=19,88
16	Номінальний діаметр граничних точок зубу валу	de=Da-Fr	de=19-0,020=18,98
17	Фаска або радіус притуплення повздовжньої кромки зубу отвору	K=0,15•m	K=0,15*0,5=0,075
18	Радіальний зазор	С=0,1•m	C=0,1*0,5=0,05

• 7. Вибір параметрів прямобічного шліцьового з Тєднання
• Шліцьові прямобічні з Тєднання використовуються при передачі значно більших скрутних моментів ніж шпонкові з Тєднання, крім того вони забезпечують більш надійне центрування з Тєднанних деталей.
• Розміри та граничні відхилення шліцьових прямобічних з Тєднань регламентовані ГОСТ 1139. Вихідні данні для проведення розрахунку приймаються з таблиці 2 та 3. В них визначені місце розташування з Тєднання на кресленні редуктору, центруючий елемент і вид з Тєднання поверхонь валу і отвору. Вибір параметрів приведений в таблиці 6.1. При розробці методики вибору параметрів використовувалась інформація з роботи [1], частина 2, стор. 781…786.
• Таблиця 18. Вибір параметрів

№ п/п	Найменування параметру	Позначення	Одиниці виміру	Джерело інформації	Значення для даного прикладу
1	Номінальний діаметр з Тєднання	D	мм	Креслення редуктора з уточненням	20
2	Центруючий елемент	В-D10/d10	мм	Табл. 2.3.	20
3	Серія з Тєднання	-	-	Табл. 2	Середня
4	Кількість зубців	Z	Шт.	[1], частина 2 табл. 4.58	6
5	Номінальний зовнішній діаметр валу (отвору)	D	мм	[1], частина 2 табл. 4.58	20
6	Номінальний внутрішній діаметр валу (отвору)	d	мм	[1], частина 2 табл. 4.58	16
7	Номінальна ширина шліцу валу	b	мм	[1], частина 2 табл. 4.58	4
8	Виконуємий зовнішній не центрований діаметр валу	D	мм	[1], частина 1 табл. 1.28	20f7
9	Виконуємий зовнішній не центрований діаметр отвору		мм	[1], частина 1 табл. 1.28	20Н7
10	Виконуєма ширина шліцу валу	b	мм	[1], частина 1 табл. 1.28	4f8
11	Виконуєма ширина шліцу отвору	b	мм	[1], частина 1 табл. 1.28	4F8
12	Виконуємий внутрішній центрований діаметр валу		мм	[1], частина 1 табл. 1.28	14.5F8
13	Виконуємий внутрішній центрований діаметр отвору		мм	[1], частина 2 табл. 1.58	14.5F8
14	Позначення з Тєднанняnза ГОСТ 1139	D-6?16?20

• 8. Розрахунок розмірного ланцюга
• Розмірний ланцюг - це сукупність взаємозв Тязаних розмірів, утворюючих замкнений контур та визначаючих взаємне розташування поверхонь однієї чи декількох деталей. Розмірний ланцюг складається з ланок. Ланка розмірного ланцюга - це кожний із розмірів утворюючих розмірний ланцюг. Розмірні ланцюги нормовані за ГОСТ 16319.
• В даному розділі за допомогою розмірного ланцюга необхідно візначити по допуску замикаючої ланки допуски на складаючи ланки.
• Вихідні данні для розрахунку приведені на кресленні редуктора рис. 1, таблиці 1 та 4. У таблиці 1 вибирається розмір вихідної ланки розмірного ланцюга, а у таблиці 4 визначено місце її розташування на кресленні редуктора (рис. 1). При розробці методики розрахунків використалась інформація з роботи [1], частина 2, стор. 550…663.
• Таблиця 19. Вихідні дані

№ п/п	Найменування параметру	Позна чення	Одиниці виміру	Джерело інформації	Значення для даного прикладу
1	Вихідна (замикаюча) ланка		мм	Табл. 1, табл. 4 рис.1	1±0,1
2	Складові ланки збільшуючи		мм	Креслення ре- дуктора	82
3	Складові ланки зменшуючи		мм	Креслення ре- дуктора	11
					4
					51
4	Складова ланка корегуюча		мм	Креслення ре- дуктора	3
5	Значення одиниці допуску і для розмірів			мкм	[1], частина 1, табл. 3.3	2,17
						1,08
						0,73
						1.86
6	Відхилення складових ланок розмірного ланцюга		H8,H9,H10,H11
			H9,h10,h11,h12
			h9,h10,h11,h12
7	Визначення способу розрахунку допусків складових ланок	-	-	[1], частина 2, стор. 569	Спосіб до-пусків од-ного ква-літету

• Таблиця 20. Розрахунки

№ з/р	Визначаемий параметр	Рлзрахункова формула	Розрахунок
1.	Визначаемо коефіцієнт квалітету/кількість одиниць допуску/
2.	Визначаємо квалітет для котрого а99		Визначена кількість одиниць допуску відповідає приблизно 8 квалітету
3.	Визначаємо допуски для складових ланок		TA1=54 мкм TA2=27 мкм TA3=18 мкм TA4=46 мкм
4.	Перевіряємо додержання умов розмірної ланки	TB0?TA1+2TA2+2TA3+TA4	200?54+2*27+2*18+46мкм 200?190

• 9. Розрахунок граничних калібрів для контролю зовнішньої і внутрішньої циліндричних поверхонь
• Розрахунок виконавчих розмірів калібр-пробок.
• Розрахунок провадиться для контролю отвору ?100H8(+0.058) з розділу 1.
• Номінальними розмірами калібру є граничні розміри отвору.
• Для контролю отвору виготовляються робочі прохідні Р-ПР і не прохідні пробки Р-HE.
• Допуск на виготовлення прохідного калібру Р-ПР задається з зміщенням відносно номінального положення.Допуск на виготовлення непрохідного калібру
• Р-HE задається симетрично відносно номінального значення.На калібри Р-ПР задається додатково допуск на спрацювання. Допуски на калібри регламентовані за ГОСТ 24853.
• Конструкція і розміри калібр-пробок регламентовані за ГОСТ 14807…14826.
• Вихідні данні для розрахунку приведені в табл. 24.
• Розрахунок приведений в табл. 25.
• Розрахунок виконавчих розмірів калібр-скоб
• Розрахунок проводиться для контролю валу ?100z8(+0.312) з розділу 1.
• Для контролю розміру валу використовується калібр-скоба, яка має робочі прохідні і непрохідні губки.Допуски на виготовлення калібр-скоб і спрацювання їх регламентовані ГОСТ 24853.
• Конструкція і розміри калібр-скоб регламентовані ГОСТ 18355…18368.
• Таблиця 24. Вихідні дані

№ п/п	Найменування параметру	Позна- чення	Одиниці виміру	Джерело інформації	Значення для даного прикладу
1	Контролюємий розмір і граничні відхилення для розрахунку	D ES EI	мм мкммкм мкм	Пункт 1	O30 +33 0 33
2	Допуск на відхилення калібр-пробок	Z Y A H	мкм	[4], табл. п.7	5 4 0 4
3	Контролюємий розмір і граничні відхилення для розрахунку калібр-скоби	D es ei	мм мкм мкм мкм	Пункт 1	O30 +121 +88 209
4	Допуск на відхилення калібр-скоби		мкм	[4], табл. п.7	5 4 0 6

• Таблиця 25. Розрахунок

№ п/п	Найменування параметру	Розрахункова формула	Розрахунок
1	Найбільший граничний розмір отвору	Dmax=D+ES	Dmax=30+0,030=30,033
2	Найменший граничний розмір отвору	Dmin=D+ES	Dmin=30+0=30
3	Найбільший граничний розмір нової проходної пробки	ПРmax=Dmin+Z+H/2	ПРmax=30+0,005+0,004/2=30,007
4	Виконавчий розмір нової проходної пробки	ПРвик=ПРmax-H	ПРвик=30,007-0,004=30,003
5	Найменший розмір спрацьованої прохідної пробки	ПРспрац=Dmin-Y	ПРспрац=30-0,004=29,996
6	Найбільший розмір непрохідної нової пробки	HEmax=Dmax+H/2	HEmax=30,033+0,004=30,037
7	Виконавчий розмір непрохідної пробки	НЕвик=НЕmax-H	НЕвик=30,037-0,004=30,033
8	Найбільший граничний розмір валу	dmax=d+es	dmax=30+0,121=30,121
9	Найменший граничний розмір валу	dmin=d+ei	dmin=30+0,088=30,088
10	Найменший граничний розмір нової прохідної калібр-скоби	ПРmax=dmax+Z1-(H1/2)	ПРmax=30,121-0,005-(0,006/2)=30,113
11	Виконавчий розмір нової прохідної калібр-скоби	ПРвик=ПР	ПРвик=30,113
12	Найбільший розмір спрацьованої прохідної калібр-скоби	ПРспрац=dmax+Y1	ПРспрац=30,121+0,004=30,125
13	Найменший розмір непрохідної калібр-скоби	HEmin=dmin-(H1/2)	HEmin=30,088-(0,006/2)=30,085
14	Виконавчий розмір непрохідної калібр-скоби	HEвик=HE	HEвик=30,085
15	Допуск на спрацьовану калібр-пробок	?спрац=Z-(H/2)+Y	?спрац=0,005-(0,004/2)+0,004=0,007=7
16	Допуск на спрацьовання калібр скобу	?спрац=Z1-(H/2)+Y1	?спрац=0,005-(0,006/2)+0,004=0,006=6

Література

1. Допуски и посадки. Справочник ( Под редакцией В.Д. Мягкова), т. 1,2 - Л.: „Машиностроение".

2. Методичні вказівки для виконання курсової роботи з курсу „Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання" для студентів спеціальностей 8.090202; 8.090203; 8.090205; 8.090206 Викладач: М.М. Підгаєцький.- Кіровоград: КДТУ. 2002.- 72 с.

3. Методические указания и контрольные задания к курсовой работе по основам взаимозаменяемости, Кировоград, КИСМ, 1932-55 стр.

4. Методические указания и контрольные задания по курсу ВСТВ, Кировоград, КИСМ, 1983-55 стр.

5. Методические указания к самостоятельной работе и решению задач по курсу ВСТВ, Кировоград, КИСМ, 1985-59 стр.

6. Методические указания к расчёту посадок гладких цилиндрических соединений на ЭВМ к курсовой работе по курсу „Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения", Кировоград, КИСМ, 1990-18 стр.

7. Бейзелман В.Д. и др. Подшипники качения. Справочник: Л. Машгиз, 1989г.

8. Передачи зубчатые цилиндрические ГОСТ 16532.

9. Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Исходный контур … ГОСТ 16532.

10. Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 14807…14826.

11. Конструкция и основные размеры калибр-пробок, ГОСТ 14807…14826.

12. Конструкция и основные размеры калибр-скоб, ГОСТ 1835.5…18368

13. Инженерная графика научно-методический учебник для студентов, что учатся за специальностью "Инженерная механика".

Размещено на Allbest.ru