Проектування та аналіз роботи вузла редуктора (стр. 3 из 5)

5.2 Розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібрів для перехідної посадки

Æ 52

Розрахунок калібра скоби:

Z₁ = 4 мкм ; Y₁ = 3 мкм ; H₁ = 5 мкм ; H_P = 2 мкм.

ПР_max = d_max – z₁ + (H₁ / 2) = 52,032– 0,004 + (0,005 / 2) = 52,0305 мм;

ПР_min = d_max – z₁ - (H₁ / 2) = 52,032– 0,004 - (0,005 / 2) = 52,0255 мм;

ПР_зн = d_max + Y₁ = 52,032 + 0,003 = 52,035 мм;

HE_max = d_min + (H₁ / 2) = 52,002 + (0,005 / 2) = 52,0045 мм;

HE_min = d_min - (H₁ / 2) = 52,002 - (0,005 / 2) = 51,9995 мм.

Розрахунок контркалібрів.

K – ПР_max = d_max – z₁ + (H_P / 2) = 52,032 – 0,004 + (0,002/2) = 52,029 мм;

K – ПР_min = d_max – z₁ – (H_P / 2) = 52,032 – 0,004 – (0,002/2) = 52,027 мм;

K – U_max = d_max + Y₁ + (H_P / 2) = 52,032 + 0,003 + (0,002/2) = 52,036 мм;

K – U_min = d_max + Y₁ – (H_P / 2) = 52,032 + 0,003 – (0,002/2) = 52,034 мм;

K – HE_max = d_min + (H_P / 2) = 52,002 + (0,002/2) = 52,003 мм;

K – HE_min = d_min – (H_P / 2) = 52,002 – (0,002/2) = 52,001 мм.

Виконавчі розміри контркалібрів.

K – ПР = 52,029_–0,002;

K – HЕ = 52,003_–0,002;

K – U = 52,036_–0,002.

Розрахунок виконавчих розмірів калібра – пробки для контролю отворів.

D_max = 52,046 мм; D_min = 52 мм;

Z₁ = 7 мкм; H₁ = 8 мкм;

Y₁ = 5 мкм; H_р = 3 мкм.

ПР_max = D_min + z₁ + (H₁ / 2) = 52 + 0,007 + (0,008 / 2) = 52,011 мм;

ПР_min = D_min + z₁ – (H₁ / 2) = 52 + 0,007 – (0,008 / 2) = 52,003 мм;

HE_max = D_max + (H₁ / 2) = 52,046 + (0,008 / 2) = 52,050 мм;

HE_min = D_max – (H₁ / 2) = 52,046 – (0,008 / 2) = 52,042 мм.

Граничний розмір виконавчого калібра-пробки.

ПР_зн = D_min – Y₁ = 52 – 0,005 = 51,995 мм.

Виконавчі розміри калібра-пробки:

ПР = 52,011_–0,008;

НЕ = 52,050_-0,008.

Виконавчі розміри калібра-скоби:

ПР = 52,0255^+0,005;

НЕ = 51,9995^+0,005.

6. Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення

6.1 Призначення та вибір посадок для підшипників кочення

Підшипники кочення - найбільш поширені стандартні вироби, без яких неможлива робота практично жодної машини. Якість підшипників, довговічність і надійність їх роботи залежить від точності приєднувальних розмірів - зовнішнього діаметру D₁ зовнішнього кільця і внутрішнього діаметру d внутрішнього кільця, а також від точності тіл кочення, складання, радіального і торцевого биття. Відхилення приєднувальних розмірів D і d кілець підшипників наведені в [2, с.806; табл. 4.70...4.75], /дод.7/. Вибір посадок кілець підшипників кочення визначається характером їх навантаження. При цьому розрізняють такі види навантаження кілець: місцеве, циркуляційне і коливальне

Місцеве навантаження характеризується постійним по величині і напрямку радіальним навантаженням, що передається нерухомому кільцю. Отже, під навантаженням знаходиться обмежена ділянка поверхні кільця.

При циркуляційному навантаженні постійне по величині і напрямку навантаження передається обертаючому кільцю або обертаюче навантаження сприймається нерухомим кільцем. В цьому випадку послідовно буде

Р_n Р_в Р_p - відповідно постійне по напрямку, обертаюче і рівнодіюче навантаження. Поля допусків для встановлення підшипника на вал і в корпус наведені в [1, с.816, табл.4.78, 4.79] ;

При циркуляційному навантаженні посадки на вал і в корпус вибираються по інтенсивності радіального навантаження Р_R для посадочної поверхні розраховується із співвідношення:

де R - радіальна реакція опори (Н); b = B - 2∙r - робоча ширина посадочного місця; В - робоча ширина підшипника (м); r - радіуси скруглення (м); K_n - динамічний коефіцієнт, який залежить від характеру навантаження (при помірних поштовхах K_n = 1 при навантаженні до 300% K_n = 1,8); F - коефіцієнт ослаблювання порожнистого вала або тонкостінного корпусу; F_A - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження міх рядами роликів в дворядних конічних підшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження [1, с.817, табл.4.80, 4.81]. В прикладах, які розглядаються в даних методичних вказівках, коефіцієнти F = F_A = 1.

Поля допусків вибирають по значенню допустимої інтенсивності P_R[1, c.810, табл.4.82] ;

Рекомендації по вибору полів допусків при установленні підшипників на вал, або в корпус з урахуванням характеру навантаження, крім циркуляційного, режиму роботи і типу підшипника наведені в [1, с.821. табл. 4.84], [дод. 9].

6.2Розрахунок посадок підшипників кочення

Формулювання задачі:

Вибрати посадку циркуляційно навантаженого кільця радіального однорядного підшипника 32 №211 класу точності 6.

(d = 55 мм; D = 100 мм; В = 21 мм; r = 2,5 мм) /дод. 10/ на обертаючий суцільний вал, розрахункова радіальна реакція опори R = 14800 Н. Навантаження є спокійним.

Рішення:

Розраховуємо інтенсивність навантаження:

= 14800 / ( ( 21-2∙2,5 ) ∙10^-3 ) ∙1∙1 ∙1 = 925 ∙10³ Н/м

Такій інтенсивності навантаження по таблиці /дод.8/ для зовнішнього кільця підшипника відповідає поле допуску M7 .

Для внутрішнього кільця підшипника, яке має місцеве навантаження по таблиці /дод.9/ відповідає поле допуску валу k6.

Схеми полів допусків посадок для внутрішнього та зовнішнього кілець див. Додаток Г

7. Розрахунок та вибір посадок для різьбових з’єднань

7.1 Призначення допусків та посадок для різьбових з’єднань

Вибір вимог до точності виготовлення різьбових з'єднань залежить від класу точності: точний, середній і грубий. Вимоги до точності роз'ємних нерухомих з'єднань випливають із умов згвинчування болта і гайки, і міцності.

Різьбова поверхня утворюється при гвинтовому переміщенні плоского контуру певної форми по циліндричній або конічній поверхні.

Різьбові з’єднання застосовуються для кріплень, переміщень, перетворення руху обертального в поступальний і навпаки, герметизації. Різьбові з’єднання застосовуються у машинах, приладах, інструментах. Понад 60 деталей у машинах мають різьбу.

Всі різьби можна класифікувати по призначенню, профілю витків, числу заходів, направленню обертання контуру.

Різьба метрична для діаметрів 1-600 мм поділяється на різьбу з великим кроком і діаметром 1-68 мм і різьбу з малим кроком діаметром 1-600 мм. Метрична різьба використовується в основному в якості кріпильної для різьбових з'єднань. Це пояснюється тим, що порівняно з іншими різьбами мають найбільш високий приведений коефіцієнт тертя.

Пониження ККД різьб з малим кроком являється наслідком збільшення роботи сил тертя, тому порівняно з різьбою з великим кроком, різьби з малим кроком більш надійні від самовідгвинчування метрична різьба з малим кроком рекомендується для різьбових з'єднань при малій довжині згвинчування, при тонкостінних деталях, сконструйованих регулювальних і подібних пристроїв. В випадку використання метричної різьби з малим кроком навіть не велике зусилля достатньо для того, щоб гвинти самовільно не відгвинчувались під дією зовнішніх сил.

7.2Визначення номінальних та граничних розмірів різьбового з’єднання

Визначимо номінальні і граничні діаметри деталей різьбового з’єднання (вала 9 та гвинта 31):

Визначаємо крок метричної різьби по[2, ст. 141,табл.4.24]

для d = 16 мм, крок Р = 1,5 мм.

2. Номінальні діаметри з’єднання:

Зовнішній діаметр d, D = 20.

Розміри середнього і внутрішнього діаметрів метричної різьби, визначаємо по емпіричним формулам вибраним з літератури [2, табл. 4.24.]:

середній діаметр, d₂, D₂:

d₂ = D₂ =15,026 мм;

внутрішній діаметр, d₁, D₁;

d₁ = D₁ = 14,376 мм.

3. Граничні відхилення діаметрів зовнішнього і внутрішнього різьби:

а) діаметр зовнішньої різьби:

зовнішній es = - 0.032; ei = - 0.268;

середній es₂ = - 0.032; ei₂ = - 0.172;

внутрішній es₁ = - 0.032

б) діаметр внутрішньої різьби:

зовнішній EI = 0;

середній ES₂ = + 0.190; EI = 0;

внутрішній ES₁ = + 0.300; EI = 0.

Розраховуємо граничні розміри болта, мм :

d_2max = d₂ + es₂ = 15,026 + (  0.032 ) = 14,994 мм;

d_2min = d₂ + ei₂ = 15,026 + (  0.172 ) = 14,854 мм ;

d_max = d + es = 16 + (  0.032 ) = 15,968мм;

d_min = d + ei = 16 + (  0.268 ) = 15,732 мм ;

d_1max = d₁ + es₁ = 14,376 + (  0,032 ) = 14,344 мм ;

d_1min  не нормується.

Визначаємо граничні розміри гайки [2, табл.4.29].

D_2max = D₂ + ES₂ = 15,026 + 0,19 = 15,216 ;

D_2min = D₂ + EI₂ = 15,026 мм ;

D_1max = D₁ + ES₁ = 14,376 + 0.3 = 14,676 мм ;

D_1min = D₁ + EI₁ = 14,376 мм ;

D_min = D + EI = 16 - 0 = 16 мм;

D_max не нормується;

Схема розміщення полів допусків різьбового з’єднання див. Додаток Д

Рис. 7.1. – Схема розміщення полів допуску метричної різьби

8. Вибір посадок для шпонкових з'єднань

8.1 Обґрунтування вибору посадок для шпонкових з’єднань

Шпонкові з'єднання призначенні для з'єднання валів між собою за допомогою спеціальних пристроїв (муфт), а також для з'єднання з валами, осями різних тіл обертання (зубчатих коліс ексцентриків, шківів маховиків).

Стандартизовані шпонкові з'єднання з призматичними, сегментними і клиновими шпонками. Частіше всього застосовується група ненапружених призматичних і сегментних шпонкових з'єднань. Використання призматичних шпонок дає можливість більш точно центрувати спряжені елементи і отримувати як нерухомі, так і ковзаючі з'єднання.