Цилиндрический редуктор

Цилиндрический редуктор

Содержание

1. Краткое описание состава и работы изделия. Обоснование выбора посадок соединений изделия

. Вероятностный расчет двух разных по характеру посадок гладких цилиндрических поверхностей

.1 Расчет посадки Æ52H7/h9

.2 Расчет посадки Æ22 H7/n6

. Расчет посадок подшипников качения. Назначение допусков формы, расположения и параметров шероховатости конструктивных элементов деталей, сопрягаемых с подшипниками

. Расчет посадок шпоночного соединения. Назначение допусков формы, расположения и параметров шероховатости поверхностей шпоночного соединения

. Обоснование выбора норм точности зубчатой передачи. Выбор контрольного комплекса зубчатого колеса

. Выбор методики измерительного контроля одного из параметров. Краткое описание методики выполнения измерения

. Расчет размерной цепи "подшипниковый узел"

Литература

посадка цилиндрический шпоночный передача

1. Краткое описание состава и работы изделия. Обоснование выбора посадок соединений изделия

Ведущими элементами данного цилиндрического редуктора являются: электродвигатель 27, вал 12 и винт 11. Ведомыми элементами являются зубчатые колеса 13, 14 и втулка 25. Крутящий момент с зубчатых колес на валы, передается с помощью призматических шпонок.

В рассматриваемом редукторе гладкими цилиндрическими сопряжениями являются соединения:

-       внутренние кольца подшипников с валом и винтом.

-       наружные кольца подшипников с поверхностями корпуса.

-       колеса зубчатые с валом и винтом.

-       посадочные поверхности колец с поверхностями корпуса.

-       посадочные поверхности крышки подшипникового узла с поверхностями корпуса.

-       посадочные поверхности корпуса 25 с поверхностью корпуса 10.

-       поверхность гильзы с гайкой.

Заданием на курсовую работу выдан подшипник шариковый радиальный однорядный 6-304 ГОСТ 8338-75, 6-ой класс точности , режим работы - легкий.

Размеры подшипника:

-       номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца d=20 мм;

-       номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца D=52мм

-       номинальная ширина подшипника В=15мм.

Характеристика зубчатой передачи - кинематическая, реверсивная.

Выбор норм точностей соединений

Так как передача кинематическая и реверсивная, то нужно выбрать посадку которая позволит обеспечить точность центрирования сопрягаемых деталей, возможность самоустановки колеса под нагрузкой, легкость сборки и разборки соединения. Следовательно принимаем:

-       посадка зубчатого колеса, поз. 14, на вал, поз. 12, Ø22H7/n6;

-       посадка зубчатого колеса, поз. 13, на винт, поз. 11, Ø25H7/n6;

-       посадка втулки, поз. 25, на вал, поз. 12, Ø12H7/n6;

При выборе посадок для колец подшипников с валом и корпусом руководствуемся ГОСТ 3325-85 "Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки". С их помощью устанавливаем предпочтительные посадки для первоочередного применения:

-       посадка внутреннего кольца подшипников, поз. 3, на вал, поз. 12, Ø20L6/js6;

-       посадка внутреннего кольца подшипников, поз. 4, на винт, поз. 11, Ø25L6/js6;

-       посадка наружного кольца подшипников, поз. 3, в корпус, Ø52H7/l6;

-       посадка наружного кольца подшипников, поз. 4, в корпус, Ø62H7/l6;

При сравнительно невысоких требованиях к точности вращения и для создания разъемных неподвижных соединений (крышка - корпус), при наличии требования легкой сборки и разборки примем:

-       Посадка поверхности корпуса 25 с поверхностью корпуса 10, Ø170H7/h9;

-       Посадки всех посадочных поверхностей крышек подшипникового узла с поверхностью корпуса: на валах, поз. 12, Ø52H7/d11; на винте, поз. 11, Ø62H7/d11.

Так как передача кинематическая реверсивная, то выбираем для посадок шпонок на всех валах нормальное соединение:

–       На валу поз. 12 посадка паза вала со шпонкой поз. 6 - 4N9/h9, посадка паза втулки поз. 25 со шпонкой поз. 6 - 4JS9/h9;

–       На валу поз. 12 посадки паза вала со шпонкой поз. 7 - 6N9/h9, посадки паза шестерни поз. 14 со шпонкой поз. 7 - 6JS9/h9.

–       На винте поз. 11 посадки паза вала со шпонкой поз. 8 - 8N9/h9, посадки паза шестерни поз. 13 со шпонкой поз. 8 - 8JS9/h9.

При наличии требования легкой сборки и разборки примем посадки посадочных поверхностей распорных втулок с корпусом H7/h9.

2. Вероятностный расчет двух разных по характеру посадок гладких цилиндрических поверхностей

2.1 Расчет посадки Æ52H7/h9

Рассматривая соединение корпуса поз.10 с корпусом поз.26, устанавливаем, что данное соединение для обеспечения лучшей собираемости должно быть с гарантированным зазором. Так как высокая точность не требуется, то принимаем посадку Æ52H7/h9.

Рассчитываем предельные размеры отверстия Æ52H7.

По табл. 1 ГОСТ 25346-89 определяем величину допуска IT7=30 мкм;

По табл. 3 ГОСТ 25346-89 определяем значение основного отклонения ЕI=0 мкм;

Верхнее отклонение    ES=ЕI+IТ =0+30=+30 мкм.

Предельные размеры отверстия:

_min=D_o+ЕI=52.000+0.000 =52.000 мм;

D_max=D_o+ES=52.000+0.030=52.030 мм.

Рассчитываем предельные размеры вала Æ52 h9.

По табл. 1 ГОСТ 25346 - 89 определяем величину допуска IT9=74 мкм;

По табл. 2 ГОСТ 25346 - 89 определяем значение основного отклонения es=0мкм.

Нижнее отклонение ei = es - IT =0-74=-62 мкм.

Предельные размеры вала:

_min = d_o+ei =52.000+(-0.074) =51.926 мм;

d_max = d_o+es =52.000+0.000 =52.000 мм.

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 - Расчет предельных размеров соединения Æ52 H7/h9.

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей и рассчитываем предельные значения табличных натягов.

Рис.2.1 Схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей Æ52 H7/h9.

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей и рассчитываем предельные значения табличных зазоров.

_max=D_max-d_min=52.030-51.926=0.104 мм;_min=D_min-d_max=52.000-52.000=0.000 мм._ср=(D_max+D_min)/2=(52.030+52.000)/2=52.015 мм._ср=(d_max+d_min)/2=(52.000+51.926)/2=51.963 мм.

Допуск посадки TS=IT(D)+IT(d)=0.030+0.074=0.104 мм.

Средний зазор S_ср=(S_max+S_min)/2=(0.104+0.000)/2=0.052 мм.

Принимаем нормальный закон распределения случайных погрешностей и рассчитываем предельные значения зазоров:

_{max вep}=S_сp+3s_s;_{min вер}=S_сp.-3s_s;

мкм,

где s_S - среднее квадратичное отклонение сопряжения.

_{max вер}.=52+3·13.3=92 мкм=0.092 мм;

S_{min вер.}=52-3·13.3=12 мкм=0.012 мм.

Распределение вероятных натягов представим графически (рис. 2.2).

Рисунок 2.2 - Распределение вероятных зазоров

2.2 Расчет посадки Æ22 H7/n6

Выбор посадки вал поз.12 - зубчатое колесо поз.14, определяется условиями работы редуктора. Принимаем для неподвижных колес посадку Æ22 H7/n6, данная переходная посадка позволит обеспечить точность центрирования сопрягаемых деталей, возможность установки колеса под нагрузкой, легкость сборки и разборки соединения.

Рассчитываем предельные размеры отверстия Æ22 H7.

По табл. 1 ГОСТ 25346-89 определяем величину допуска IT7=21 мкм;

по табл. 3 ГОСТ 25346-89 определяем значение основного отклонения ЕI= 0 мкм;

Верхнее отклонение    ES=ЕI+IТ =0+21=21 мкм.

Предельные размеры отверстия:

_max=D_o+ES=22.000+0.021= 22.021 мм;

D_min=D_o+ЕI=22.000+0.000 =22.000 мм.

Рассчитываем предельные размеры вала Æ30n6.

По табл. 1 ГОСТ 25346 - 89 определяем величину допуска IT6=13 мкм;

По табл. 2 ГОСТ 25346 - 89 определяем значение основного отклонения ei=15 мкм.

Верхнее отклонение es= ei + IT =15+13=28 мкм.

Предельные размеры вала:

_max = d_o+es =22.000+0.028 =22.028 мм;

d_min = d_o+ei =22.000-0.015=22.015 мм.

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.2.

Таблица 2.2 - Расчет предельных размеров соединения Æ22 H7/n6.

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей и рассчитываем предельные значения табличных натягов.

Рис.2.3- Схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей Æ22 H7/n6.

S_max= D_max-d_min =22.021-22.015=0.006 мм;

N_max= d_max- D_min=22.028-22.000=0.028 мм.

D_ср = (D_max + D_min)/2 =(22.021+22.000)/2=22.0105 мм.

d_ср = (d_max + d_min)/2 =(22.028+22.015)/2=22.0215 мм.

Допуск посадки

 = IT(D) + IT(d) =0.021+0.013=0.034 мм.

Принимаем нормальный закон распределения случайных погрешностей и рассчитываем предельные значения вероятных зазоров(натягов). Так как D_ср<d_ср, то рассчитываем вероятность математического ожидания получения натяга:

M_N = d_cp -D_ср =22.0215-22.0105=0.011 мм;

N_{max вep.}= M_N + 3;

N_{min вер.} = M_N - 3;

мкм,

где s_N - среднее квадратичное отклонение сопряжения.

_{max вер}.=11+3*4.1=23.3 мкм=0.0233 мм;

N_{min вер.}=11-3*4.1=-1.3 мкм=-0.0013 мм.

S_{max вер.}=1.3 мкм=0.0013 мм.

При применении переходных посадок в сопряжениях возможны зазоры или натяги. Поэтому рассчитываем вероятность их получения. Для определения площади, заключенной между кривой Гаусса, осью ординат и осью абсцисс, удобно использовать табулированные значения функции.

,

M_N=11 мкм; =4.1 мкм.

z=11/4.1=2.7, Ф(z)=49%.

Тогда вероятность получения натяга P(N)=50.0%+49%=99%;

вероятность получения зазора P(S)=50.0% -49%=1%.

Распределение вероятных зазоров (натягов) представим графически Рисунок 2.4.

Рис.2.4 - Распределение вероятных натягов (зазоров).

3. Расчет посадок подшипников качения. Назначение допусков формы, расположения и параметров шероховатости конструктивных элементов деталей, сопрягаемых с подшипниками

Из исходных данных определяем, что установлен подшипник средней серии 6-304 ГОСТ 8338-75 - шариковый радиальный однорядный Основные размеры подшипника:

·        номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца d=20 мм;

·        номинальный диаметр наружного кольца D=52 мм;

·        номинальная ширина подшипника B=15 мм;

·        номинальая высота монтажной фаски r=2 мм;

·        класс точности подшипника - 6.

Выбор посадок требует определения видов нагружения. Т.к. передача крутящего момента в заданном механизме осуществляется зубчатыми колесами, то на вал действует радиальная нагрузка, постоянная по направлению и по величине. Вал вращается, а корпус неподвижен, передача кинематическая, реверсивная, и это определяет, что внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение, а наружное - местное. По ГОСТ 3325-85 "Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.", табл. 1, выбираем рекомендуемую посадку цапфы вала, сопрягаемой с подшипником качения. Для циркуляционного вида нагружения внутреннего кольца и при нормальном режиме работы подшипника рекомендуются посадки L6/js6 и L6/k6. Выбираем посадку L6/js6. Аналогично выбираем поле допуска отверстия корпуса. Для местного вида нагружения внутреннего кольца и при нормальном режиме работы подшипника рекомендуются посадки, J7/l6, H7/l6. Принимаем посадку H7/l6. Предельные отклонения средних диаметров колец подшипника качения определяем по ГОСТ 520-2002, предельные отклонения вала Æ20 js6 и отверстия корпуса Æ52 H7 - по ГОСТ 25347-82 "Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки" и расчеты сведем в таблицу.

Таблица 3.1.Расчет предельных размеров деталей подшипникового узла.

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей подшипникового узла и рассчитываем зазоры (натяги):

_max=d_max-L_min=20.0065-19.992=0.0145 мм;

S_max=L_max-d_min=20.000-19.9935=0.0065 мм;(N)=IT(L)+IT(d)=8+13=21 мкм;

L_ср=(L_max+L_min)/2=(20.000+19.992)/2=19.996 мм._ср=(d_max+d_min)/2=(20.0065+19.9935)/2=20.000мм.

Рисунок 3.1 - Схема расположения полей допусков сопряжения Æ20 L6/js6

Принимаем нормальный закон распределения случайных погрешностей и рассчитываем предельные значения вероятных зазоров(натягов). Так как d_ср>L_ср, то рассчитываем величину математического ожидания натяга:

_N=d_cp-L_ср=20.000-19.996=0.004 мм=4 мкм;

N_{max вep.}=M_N+3s_(S,N);_{min вер.}=M_N-3s_(S,N);

мкм,_{max вер.}=4+3·2.5=11.5 мкм=0.0115 мм;_{min вер.}=4-3·2.5=-3.5 мкм=-0.0035 мм;_{max вер.}=3.5мкм=0.0035 мм.

Для определения площади, заключенной между кривой Гаусса, осью ординат и осью абсцисс используем табулированные значения функции.

,

где

M_N=4 мкм; =2.5 мкм.

z=4/2.5=1.6, Ф(z)=44.52%.

Тогда вероятность получения натяга P(N)=50.0%+44.52%=94.52%;

вероятность получения зазора P(S)=50.0%-44.52%=5.48%.

Рисунок 3.2 - Схема расположения полей допусков сопряжения Æ52 H7/l6

S_max=D_max-l_min=52.030-51.989=0.041 мм;

S_min=D_min-l_max=52.000-52.000=0.000 мм;

S_ср=(S_max+S_min)/2=(0.041+0.000)/2=0.0205 мм.

Производим проверку наличия в подшипнике качения радиального зазора.

_ср.=4 мкм; N_эф.=0.85 N_ср=0.85·4=3.4 мкм;₀=d+(D-d)/4=20+(52-20)/4=28 мм.

∆d₁=N_эф.·d/d₀=3.4·20/28=2.4 мкм.

По ГОСТ 24810-81 определяем предельные значения зазоров в подшипнике № 304._rmin=0 мкм;_rmax=10 мкм.

Средний зазор в подшипнике:

_rср.=(G_rmin+G_rmax)/2=(0+10)/2=5 мкм;

тогда

_пос=G_rср.-∆d₁=5-2.4=2.6 мкм

Вывод: расчет показывает, что при назначении посадки по внутреннему диаметру Ø20 L6/js6 зазор в подшипнике качения после посадки будет положительным и заклинивание не произойдет.

Требования, проставляемые на чертеже вала под посадочную поверхность подшипников.

а) Параметры шероховатости для посадочных поверхностей, сопрягаемых с подшипником:

для вала R_a=0.63 мкм,

для отверстия корпуса R_a=0.63 мкм,

для опорных торцов заплечников валов и корпусов R_a=1.25 мкм;

б) допуски формы (круглости и профиля продольного сечения)

для вала:

круглости - 3.5 мкм

профиля продольного сечения - 3.5 мкм

для отверстия корпуса:

круглости - 7.5 мкм

профиля продольного сечения - 7.5 мкм;

в) допуск торцевого биения заплечиков: для вала - 13 мкм

для отверстия - 30 мкм.

г) допуск соосности поверхностей вала. Примем нормальный ряд зазоров. Тогда для вала

Т_соосн=4·В₂/10=4·15/10=6 мкм.

По нормальному ряду принимаем Т_соосн=5 мкм.

Для отверстия корпуса

Т_соосн=8·В₂/10=8·15/10=12 мкм.

По нормальному ряду принимаем Т_соосн=10 мкм.

Рисунок 3.3 - Обозначение точностных требований к поверхностям вала, сопряженных с подшипником качения

Рисунок 3.4 - Обозначение точностных требований к поверхностям отверстий корпуса, сопряженных с подшипником качения

4. Расчет посадок шпоночного соединения. Назначение допусков формы, расположения и параметров шероховатости поверхностей шпоночного соединения

. По ГОСТ 23360-78 для вала Æ25 мм выбираем размеры шпонки.

b´h=8´7 мм, l=25 мм, t₁=4^+0.2 мм, t₂=3.3^+0.2 мм, исполнение 1,соединение нормальное. Основные параметры шпоночного соединения:

Рисунок 4.1 - Шпоночное соединение.

2. Расчет шпоночного соединения по ширине b:

паз вала b₁=8 N9:

=0 мкм B_1max=b+ES =8.000+0=8.000 мм;

EI=-36 мкм B_1min=b+EI =8.000+(-0.036)=7.964 мм;

ширина шпонки b₂=8 h9:

=0 мкм b_2max=b₂+es =8.000+ 0=8.000 мм;

ei=-43 мкм b_2min=b₂+ei =8.000+ (-0.036)=7.964 мм;

паз втулки b₃=8 JS9:

ES=+18 мкм B_3max=b₃+ES =8.000+0.018=8.018 мм;= -18 мкм B_3min= b₃+EI =8.000-0.018=7.982 мм;

3. Строим схемы расположения полей допусков шпоночного соединения по ширине шпонки b

Рисунок 4.2 - Расположение полей допусков шпоночного соединения по ширине шпонки b=8.

Определяем предельные зазоры:

посадка 8 N9/h9 (шпонка-вал).

_1max= b_2max-B_1min =8.000 -7.964 =0.036 мм;_1max= B_1max-b_2min=8.000 -7.964 =0.036 мм;

Посадка 8 JS9/h9 (шпонка-втулка).

_3max= b_2max-B_3min =8.000 -7.982 =0.018 мм;_3max= B_3max-b_2min=8.018 -7.964 =0.054 мм;

5. Расчет шпоночного соединения по высоте шпонки h.

высота шпонки h=7 h11:

es=0 мкм h_max=h+es =7.000+ 0=7.000 мм;=-90 мкм h_min=h+ei =7.000+ (-0.090)=6.910 мм;

глубина паза вала t₁=4 мм:

ES=+0.2 мм t_1max=t₁+ES=4.000+0.200=4.200 мм;=0 мм t_1min=t₁+EI=4.000+0=4.000 мм;

глубина паза втулки t₂=3.3 мм:

=+0.2 мм t_2max=t₂+ES=3.300+0.200=3.500 мм;=0 мм t_2min=t₂+EI=3.300+0=3.300 мм.

6. Определяем предельные зазоры по высоте шпонки h.

_max=t_1max+t_2max-h_min=4.200 +3.500 -6.910 =0.790 мм;_min=t_1min+t_2min-h_max=4.000 +3.300 -7.000=0.300 мм.

7. Расчет шпоночного соединения по длине шпонки l.

длина шпонки l=25 h14:

=0 мм l_1max=l₁+es=25.00+0=25.00 мм;=-0.52 мм l_1min=l₁+ei=25.00+(-0.52)=24.48 мм;

длина паза L=25 H15:

=+0.84 мм L_2max=L₂+es=25.00+0.84=25.84 мм;=0 мм L_2min=L₂+ei=25.00+0=25.00 мм.

8. Строим схемы расположения полей допусков шпоночного соединения по длине шпонки L ( рисунок 4.3).

. Определяем предельные зазоры по длине шпонки l.

_max=L_2max-l_1min=25.84-24.48=1.36 мм;_min=L_2min-l_1max=25.00-25.00=0 мм.

Рисунок 4.3 - Расположения полей допусков шпоночного соединения по длине шпонки 25H15/h14.

Определяем числовые значения допусков расположения:

Т_парал = 0,6 Т_шп;

Т_сим = 4,0 Т_шп,

где Т_шп - допуск ширины шпоночного паза b; - 36мкм.

Т_парал - допуск параллельности;

Т_сим- допуск симметричности в диаметральном выражении.

Полученные расчетные значения допусков расположения округляют до стандартных по ГОСТ 24643-81.

Т_парал = 0,6Т_шп=0,6*36=21.6мкм - округляем до 20 мкм

Т_сим = 4,0 Т_шп=4*36=144мкм - округляем до 120 мкм.

Так как диаметр вала <50мм, то шероховатость боковых поверхностей и донышка паза вала будет Ra3.2.

5. Обоснование выбора норм точности зубчатой передачи. Выбор контрольного комплекса зубчатого колеса

Принимаем степень точности по нормам кинематической точности - 7.

В кинематических передачах зубья зубчатых колес подвергаются значительным динамическим воздействиям. Следовательно к этим передачам предъявляют повышенные требования по плавности их работы.

Поэтому степень точности по нормам плавности работы принимаем - 7.

Так как передача не является силовой в которой основным требованием является контакт рабочих поверхностей зубьев, то нет необходимости ужесточать нормы контакта зубьев.

Поэтому степень точности по нормам контакта зубьев принимаем - 8.

Принимаем Вид сопряжения - С, ему соответствует вид допуска на боковой зазор - с и класс точности отклонения межосевого расстояния -IV.

Таким образом, обозначение зубчатого колеса: 7-7-8-С ГОСТ 1643-81

Также примем модуль передачи m=2. Числа зубьев зубчатого колеса z₁=44, колеса зубчатого z₂=100 зубьев.

Для заданных степеней точности выбираем показатели контрольного комплекса для зубчатого колеса (m=2; z₁=44) № 3:

Используем ГОСТ 1643-81.

)        По норме кинематической точности:

Рассчитаем делительный диаметр колеса зубчатого:

_a=m*z=2*44*cosβ=85,74мм , β=13^◦.

_rr - допуск на радиальное биение зубчатого венца, F_rr =50 мкм.

F_vWr - допуск на колебание длины общей нормали, F_vWr=40 мкм.

) По норме плавности:

f_pbr- предельные отклонения шага зацепления, f_pbr=±16мкм

f_fr - допуск на погрешность профиля зуба, f_fr=13мкм.

) По норме контакта зубьев:

F_ßr -допуск на направление зуба, F_ßr=18мкм.

) По норме бокового зазора:

- гарантированный боковой зазор;

- предельное отклонение межосевого расстояния

Определим межосевое расстояние

_w=m*( z₁+ z₂)/2*cosβ=2*(44+100)/2*cos13^◦=140,3мм.

Вид сопряжения - С, класс отклонения межосевого расстояния -IV.

Тогда =87мкм, =±45мкм.

- наименьшее дополнительное смещение исходного контура для зубчатого колеса с внешним зубом: =100мкм.

 - допуск на смещение исходного контура: =120мкм.

- наименьшее отклонение толщины зуба: =80мкм.

 - допуск на толщину зуба, =90мкм.

Расчет длины общей нормали для зубчатого колеса:

Длина общей нормали W определяется в зависимости от числа охватываемых зубьев.

Номинальная длина общей нормали при α=20°

*=(W’+0.684x)m,

где W’ - длина общей нормали при m=1 мм для числа зубьев z_w=f(z), охватываемых при измерении.

При z=44 z_w=6, W’=16.8530 мм.

Тогда

W*=(16.8530+0.684·0)·2=33,7060 мм.

Допуск на длину общей нормали

=(W*-E_wms)-T_wm,

Где E_wms - наименьшее отклонение средней длины общей нормали,

T_wm - допуск на среднюю длину общей нормали, T_wm=60 мкм.

_wms=E’_wms+E’’_{w ms}

’_wms - слагаемое 1 отклонения, E’_wms=70 мкм,

E’’_wms - слагаемое 2 отклонения, E’’_wms=11 мкм,

_wms=70+11=81мкм

E_wmi=60+81=141мкм

Тогда длина общей нормали W= мм.

Допуски формы, расположения и шероховатость, проставляемые на чертеже зубчатого колеса

Радиальное биение диаметра вершин зубьев:

Торцевое биение торцов зубчатого колеса:

мкм, мкм.

Принимаем по ГОСТ 24643-81 мкм.

Допуск круглости и профиля продольного сечения посадочного отверстия:_Ò;Ôмкм, принимаем по ГОСТ 24643-81_Ò;Ôмкм.

Шероховатость посадочного отверстия:

мкм, принимаем по ГОСТ 2789-73 мкм.

Шероховатость боковой поверхности зубьев:

мкм,принимаем по ГОСТ 2789-73 мкм.

Шероховатость торцов зубчатого колеса:

мкм,принимаем по ГОСТ 2789-73 мкм.

Шероховатость боковых сторон шпоночного паза:

мкм (т.к. d<50мм).

Параллельность боковых сторон шпоночного паза:_Õ0,6 х Т_шп=0,6 х 36=21,6мкм; принимаем по ГОСТ 24643-81 T_Õмкм.

Симметричность боковых сторон шпоночного паза:_Ùмкм, принимаем по ГОСТ 24643-81 T_Ùмкм.

Приборы для контроля комплексных и дифференцированных параметров зубчатых колес

Контроль радиального биения зубчатого венца F_rr

Контроль радиального биения зубчатого венца производится на приборах типа 25003, БВ05015, БВ-5050, БВ-5060, БВ-5061.

Рисунок 5.1- Схема биениемера (БВ-5015)

Радиальное биение зубчатого венца 1 контролируется на биениемерах рис.7.1., имеющих модульные профильные наконечники 2 с углом конуса 40° для контроля наружных зубчатых колес ( для контроля внутренних зубчатых колес наконечники имеют сферическую форму ).разность положений наконечников, определяется с помощью каретки 4 и индикатора 3, характеризует биение зубчатого венца.

Контроль бокового зазора J_n

Контроль бокового зазора производится на приборах типа НЦ23500-23800. Боковой зазор между неработающими профилями зубьев в собранной передаче можно контролировать с помощью набора щупов, с помощью заложенной между зубьями свинцовой проволочки или методом люфтования. В последнем случае одно из зубчатых колес медленно вращается, а второе при этом совершает высокочастотные колебания, амплитуда которых характеризует боковой зазор. В реальном зубчатом колесе боковой зазор образуется в результате утонения зуба при смещении исходного режущего контура на зуб колеса. Это смещение измеряют на тангенциальных зубомерах рис.7.2, имеющих два базовых щупа 1 и 2, измерительный наконечник 3 и показывающий прибор 4. Перед измерением зубомер настраивают на заданный модуль по ролику расчетного диаметра.

Рисунок 5.2 - Схема тангенциональногозубомера

6. Выбор методики измерительного контроля одного из параметров. Краткое описание методики выполнения измерения

Подберем средства измерений для контроля посадочной поверхности крышки Ø62h11. Для этого используем РД 50-98-86.

По РД 50-98-86 определяем допускаемую погрешность измерения , мкм, допуск , мкм и рекомендуемые средства измерения при измерении накладными средствами измерений:

Ç - ,

где ;

;

a - микрометры гладкие (МК) с величиной отсчета 0,01 мм при настройке на нуль по установочной мере, температурный режим - , предельные погрешности измерения 10 мкм;

Методика измерения диаметра шейки вал-шестерни накладным средством измерения - микрометром.

Рисунок 6.1 - Микрометр гладкий (МК) по ГОСТ 6507-90

Прямые измерения наружного диаметра гладким микрометром, осуществляются методом непосредственной оценки, контактным.

Представление метрологических характеристик применяемых СИ.

Метрологические характеристики микрометра гладкого МК:

-                                  диапазон показаний, мм                           ± 0,1;

-       цена деления, мм                                      0,01;

-                                  основная погрешность, мкм:           ± 0,0025;

-                                  диапазон измерений, мм, от 50 до 75.

В соответствии с вариантом 4а РД 50-98-86 при измерении размеров микрометром гладким с величиной отсчета 0,01 мм при настройке на нуль по установочной мере в диапазоне длин 50…75 мм при используемом перемещении измерительного стержня до ±0,1 мм и температурном режиме ±2 оС предельное значение погрешности измерений Δ не превысит 10 мкм, что не больше назначенной нами допустимой погрешности измерительного контроля [Δ] = 40 мкм.

Следовательно, выбранная методика выполнения измерений соответствует установленным требованиям точности.

7. Расчет размерной цепи "подшипниковый узел"

Исходными данными для расчета размерной цепи являются подшипниковый узел (рис. 7.1), допустимое значение осевого зазора от 0 до 450 мкм, коэффициент асимметрии для всех звеньев a_i=0.

Рисунок 7.1 - Эскиз подшипникового узла

Анализ источников неопределенностей.

Используем следующие обозначения:

А - параметрическая цепь;

А_i - наименование первичной неопределенности;

А_i⁰ - номинальное значение;

em_i - среднее отклонение;

T_i - допуск.

Характеристики замыкающего звена

·        номинальный размер А_∑=0;

·        среднее отклонение em_∑=+225 мкм;

·        допуск Т_∑=450 мкм.

Влияние источников первичных неопределенностей.

Все первичные неопределенности являются линейными размерами, относящиеся к классу технологических неопределенностей изготовления деталей (табл. 7.1).

Таблица 7.1 - Первичные неопределенности, приводящие к осевому смещению колец подшипника

Оценка коэффициентов влияния первичных неопределенностей

Рассматриваемая размерная цепь является линейной, поэтому коэффициенты влияния увеличивающих звеньев равны +1, а уменьшающих равны -1:

С₁=С₂=С₃=С₄=С₅=С₆=С₇=С₈=-1

С₉+C₁₀=+1

Комплексирование первичных неопределенностей

Результаты нормирования первичных неопределенностей приведены в табл. 7.2.

Таблица 7.2 - Результаты нормирования первичных неопределенностей

А⁰_∑=-7-15-10-20-10-15-8-5+42+48=0;

em_∑=11+60+0+16.5+11+60+11+9-19.5-19.5=139.5 мкм;

K_з=450/255=1.4

Коэффициент запаса удовлетворительный.

Таблица 7.3. - Результаты параметрической цепи, обеспечивающей работоспособность подшипникового узла

Строим схему полей допусков осевого зазора (рис.7.2).

Рисунок 7.2 - Схема полей допусков осевого зазора, обеспечивающего работоспособность подшипников

Литература

1. Дунаев И.Ф. Леликов О.П. Ворламова Л.П. "Допуски и посадки. Обоснование выбора." Учебное пособие. - Мн.: Выш. шк., 1984.

2. Мягков В.Д. "Допуски и посадки" I и II том, Справочник. -М.: Выш. шк., 1983.

3. Соломахо В.Л. и другие "Справочник конструктора - приборостроителя." -Мн.:Выш. шк., 1988.

4. Корвацкий А.М. и другие "Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. Методическое пособие к курсовой работе для студентов заочных факультетов." ,1992.

Технические нормативные правовые акты

(Перечень ТНПА, используемые в ПЗ )

ГОСТ 520-89 Подшипники качения. Общие технические условия

ГОСТ 1643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски

ГОСТ 2015-84 Калибры гладкие нерегулируемые. Технические требования

ГОСТ 3325-85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки

ГОСТ 4608-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Посадки переходные.

ГОСТ 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры

ГОСТ 8338-75 Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры

ГОСТ 14815-69Пробки проходные с насадками диаметром свыше 50до 100 мм. Конструкция и размеры.

ГОСТ 14816-69Пробки непроходные с насадками диаметром свыше 50до 100 мм. Конструкция и размеры.

ГОСТ 18362-73 Калибры-скобы листовые для диаметров от 3 до 260 мм. Размеры

ГОСТ 23360-78 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки

ГОСТ 24643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые значения

ГОСТ 24705-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Основные размеры

ГОСТ 25346-89 Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений

РД 50-98-86 Методические указания. Выбор универсальных средств измерений линейных размеров до 500 мм (по применению ГОСТ 8.051-81)