Зубчатые колеса и их изготовление (185804)

Посмотреть архив целиком

Министерство образования Российской Федерации

Уфимский государственный авиационный технический университет



Кафедра “Стандартизация и сертификация”









Курсовая работа


по дисциплине

«Метрология, нормирование точности, стандартизация и сертификация»


«Зубчатые колеса и их изготовление»


Содержание


Введение

1. Расчет и выбор посадки с зазором для гладкого цилиндрического соединения

2. Расчет посадок подшипника качения

3. Расчет предельных размеров и построение схемы расположения полей допусков деталей резьбового соединения

4. Назначение комплекса контролируемых параметров зубчатого колеса и выбор средств контроля

5. Расчет размерной цепи А-А

6. Совершенствование ГСС и перспективы вступления России в ВТО

Список используемой литературы


Введение


Данный узел является фрагментом коробки подач металлорежущего станка SUI-40. Универсальный токарно-винторезный станок SUI-40 предназначен для выполнения различных токарных работ, в том числе для нарезания метрической, дюймовой, резьбы повышенной точности.


1. Расчет и выбор посадки с зазором для гладкого цилиндрического соединения 7-13


Существующий метод расчета посадок с зазором сводится к определению наименьшего функционального зазора SminF , при котором обеспечивается жидкостное трение и наибольшего функционального зазора SmaxF, при котором еще сохранилось жидкостное трение и работоспособность соединения.

Найдем среднее давление для определения SminF и SmахF



где Fr- радиальная нагрузка;

l- длина соединения;

d- диаметр посадочной поверхности.

Определим толщину масляного слоя, при котором осуществляется жидкостное трение.



где Кжт- коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя (Кжт≥2);

Ra1, Ra2 –высоты неровностей поверхностей, которые после приработки соответственно равны 1-3 и 1-4, мкм;

Δg- добавка, учитывающая отклонения нагрузки, скорости, температуры от расчетных и др. факторов 2-3, мкм.

Определим величину наименьшего зазора, при котором обеспечивается жидкостное трение.



где k и m- коэффициенты, постоянные для заданного значения l/d;

µ1- динамическая вязкость смазки, Па·С;

ω- угловая скорость, равная π·n/30 рад/с.

l/d =55/35= 1,6 k=0,937 m=0,937 µ1= 0,016 ω=3,14·1400/30= 147 рад/с

По величине Smin выбирается посадка, ближайшая посадка Н9/d10 c Smin = 34 мкм.

Произведем проверку выбранной посадки на наличие жидкостного трения при наименьшем зазоре Smin.



где ψ- относительный зазор, равный Smin/d (Smin - наименьший зазор посадки выбранный по стандарту).

По таблице 2 при l/d=1,6 и CR=0,04 величина относительного эксцентриситета χ= 0,4.


+0,062

H9

+ 0 +

- -

-0,080

d10

-0,180


Smin T SmaxT


0 S,мкм

0,034 0,062 0,180 0,228

Smin F Smax F

Рисунок 2.1 Схема поля допуска посадки Ø35 Н9/d10


Данная посадка подходит, но при недолговременной эксплуатации этот узел выйдет из строя, тогда подбираем другую посадку Н8/d9 c Smin = 34 мкм, чтобы повысить ресурс.

Наименьшая толщина масляного слоя при этом.



Запас прочности по толщине масляного слоя.



+0,039

H8

+ 0 +

- -

-0,080

d9

-0,142


Smin T SmaxT


0 S,мкм

0,034 0,039 0,180 0,228

Smin F Smax F

Рисунок 2.2 Схема поля допуска посадки Ø35 Н8/d9


Расчет показывает, что посадка по наименьшему зазору выбрана правильно, так как при Smin=34 мкм обеспечивается жидкостное трение и создается запас надежности по толщине масляного слоя. Следовательно, Smin можно принять SminF.

Определим величину наибольшего функционального зазора SmaxF

Для наибольшего зазора принимается tраб=50ОС и µ2=0,04 тогда:



Коэффициент нагруженности подшипника СR= (Ψ=0,228/35).



По таблице при l/d=1,6 и CR=0,9; χ= 0,4.

Наименьшая толщина масляного слоя при SmaxF.



Запас надежности по толщине масляного слоя при этом:


Таким образом, при SmaxF = 228 обеспечивается жидкостное трение.


2. Расчет посадок подшипника качения


Задан подшипник 6-308 по ГОСТ 8336-75. Данный шариковый радиальный подшипник основного конструкторского исполнения предназначен для восприятия радиальных и ограниченных осевых сил любого направления, он обеспечивает осевое фиксирование вала в двух направлениях. Не являясь самоустанавливающимся, допускает небольшие углы взаимного перекоса внутреннего и наружного колец, значения которых зависят от радиальных зазоров в подшипнике.

При одинаковых габаритных размерах подшипники этого типа работают с меньшими потерями на трение при большей частоте вращения вала, чем подшипники всех других конструкций.

Размеры подшипника 6-308:



d =40мм- номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца;

D = 90 мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца;

b = 23 мм - номинальная ширина подшипника;

r = 2,5 мм - номинальная координата монтажной фаски.

Посадки подшипников качения на вал и в корпус выбирают в зависимости от типа подшипника, условий его эксплуатации, величины и характера, действующих на него нагрузок и вида нагружении колец по ГОСТ 3325-85.

Так как в коробке передач подшипник находится на промежуточном валу и фиксируется в корпусе, тип нагружения – местное.

Выбираем посадку:

- для внутреннего кольца Ø40;

- для наружного кольца Ø90.

По ГОСТ 3325-85 определяем предельные отклонения разменов посадочных диаметров внутреннего и наружного колец подшипника

Для диаметра d = 40 мм, класса точности 6:

верхнее отклонение ES= 0

нижнее отклонение EI = -0,00 8

Для диаметра D= 90, класса точности 6:

верхнее отклонение es= 0

нижнее отклонение ei = -0,011

Определим предельные отклонения размеров посадочных поверхностей вала и отверстий в корпусе.

По СТ СЭВ 144-75 определим допуски посадочных поверхностей вала и отверстия в корпусе.

Для вала диаметром d = 40 мм, и полем допуска h6

верхнее отклонение es= 0

нижнее отклонение ei = -0,013

Для отверстия в корпусе диаметром D= 90, и полем допуска H7

верхнее отклонение ES= +0,030

нижнее отклонение EI = 0

Определим наибольший и наименьший натяги в соединении внутреннего кольца и подшипника с валом.


Nmax = es-EI = 0- 0=0 = ei-ES= -0,013-0,030= 0,0 43


Определим наибольший и наименьший зазоры в соединении наружного кольца подшипника с корпусом.


Smax =ЕS- ei =0,030 –(-0,013)=0,043 S min = EI - es = 0-0= 0


Таким образом, схема расположения полей допусков колец подшипника и посадочных поверхностей вала Ø40 и отверстия в корпусе Ø90 представлена на рисунке 3.1


Рисунок 3.1

Исполнительные размеры:


Ø90, Ø40


3. Расчет предельных размеров и построение схемы расположения полей допусков деталей резьбового соединения


Задана резьба М36х1,5

Данное резьбовое соединение находится на главном валу, значит, данная резьба испытывает толчки и вибрацию. Из-за небольшого расстояния вал закреплен гайкой без применения, каких видов стопорения-шайбы или второй гайки. Следовательно, существует опасность самосвинчивания резьбы. Поэтому, придется подобрать резьбу с натягом.

Параметры резьбового соединения


Таблица 1. Параметры резьбы

d(D)

D1(D1)

D2(D2)

P

α

H

H/8

H/6

H/4

24

34,376

35,026

1,5

60o

1,299

0,162

0,217

0,325