Зубчатые колеса и их изготовление

Зубчатые колеса и их изготовление

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;

Дg- 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;

щ- угловая скорость, равная р·n/30 рад/с.

l/d =55/35= 1,6 k=0,937 m=0,937 µ1= 0,016 щ=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 ш- 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 ч= 0,4.

 +0,062

+ 0 +

- -

-0,080

-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 O35 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

+ 0 +

- -

-0,080

-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 O35 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= (Ш=0,228/35).

По таблице при l/d=1,6 и CR=0,9; ч= 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 O40;

- для наружного кольца O90.

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 O40 и отверстия в корпусе O90 представлена на рисунке 3.1

Рисунок 3.1

Исполнительные размеры:

O90, O40

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

Рисунок. Элементы резьбы

d- наружный диаметр наружной резьбы (болта); D- наружный диаметр внутренней резьбы (гайки); d2- средний диаметр болта; D2- средний диаметр гайки; d1- внутренний диаметр болта; D1-внутренний диаметр гайки; Н-высота исходного треугольника; Р- шаг резьбы; R-номинальный радиус закругления впадины болта; Н1- рабочая высота профиля.

Для обеспечения надежности крепления принимаем посадку М36 (поле допуска резьбы вала 6h, поле допуска резьбы гайки 6Н)

Определение предельных отклонений для выбранных посадок

Предельные отклонения для выбранных посадок определяем по СТ СЭВ 640-77

Таблица 2. Предельные отклонения

Определение предельных размеров

Предельные значения диаметров наружной резьбы

d2max=d2+es=35,026+0=35,026(мм)

d2min=d2+ei=35,026-0,150=34,876(мм)

d1max=d1+es=34,376+0=34,376(мм)

d1min не нормируется

dmax=d+es=36,000+0=36,000(мм)

dmin=d+ei=36,000-0,236=35,764 (мм)

Предельные значения диаметров внутренний резьбы

d2max=d2+es=35,026+0,200=35,226(мм)

D2min=d2+eI=35,026+0=35,026(мм)

D1max=d1+es=34,376+0.300=34,676(мм)

D1min d1+eI=34,376+0=34,376(мм)

Dmax= не нормируется

Dmin=d+eI=36,000+0=36,000 (мм)

Таблица 3. Предельные значения диаметров наружной и внутренних резьб

Smax=ES-ei=0.200-(-0,150)=0,350 (мм)

Smin=EI-es=0-0=0(мм)

T=ES-EI

Тогда:

0,5·esd2=0,5·0=0(мм)

0,5·ESD2=0,5·0,200=0,100(мм)

0,5·Td=0,5 (esd- eid)=0,5(0-(-0,236))=0,118(мм)

0,5·esd=0,5·0=0(мм)

0,5·eid=0,5·0,236=0,118,(мм)

0,5·TD2=0,5 (ESD2-EJD2)=05(0,200-0)=0,100 (мм)

0,5·ESD1=0,5·0,300=0,150 (мм)

0,5·sd1=0,5·0=0 (мм)

0,5·TD1=0,5 (ESD1-EJD1)=0,5(0,300-0)=0,150 (мм)

0,5·eid2=0,5·0,150=0,075(мм)

0,5·Td2=0,5 (esd2 -eid2)-0,5(0-(-0,150))=0,075(мм)

Схема расположения полей допусков изображена на рисунке 4.2

Рисунок. Гайка

Smin=0(мм)

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

Исходные данные

m=3,0; z=40; x=0

Определим диаметр делительной окружности:

D= m·z = =3,0 ·40=120 (мм)

Диаметр окружности вершин

da=D+2m=120+2·3=126 (мм)

Выбор тех или иных контролируемых параметров зубчатых колес зависит от их требуемой точности, размера, особенностей производства и других факторов. Численные значения контролируемых параметров выбираем по СТ СЭВ 641-77.

Данное зубчатое колесо является фрагментом коробки подач работающей при высоких нагрузках, следовательно, можно применять зубчатое колесо средней степени точности. Принимаем 7-8-7D степень точности по трем нормам, вид допуска на боковой d и вид сопряжения D.

Таким образом, имеем зубчатое колесо 7-8-7D ГОСТ1643-81, исходя из этого, назначаем комплекс контролируемых параметров

Показатели кинематической точности

Fr= 0,080 - допуск на радиальное биение зубчатого венца

Fvw= 0,070 - допуск на колебание длины общей нормали;

F''i= 0,090 - допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за один оборот зубчатого колеса;

Fp = 0,080 - допуск на накопленную погрешность шага по зубчатому колесу.

Показатели плавности работы

f''i= 0,034 - допуск на колебание измерительного межосевого расстояния на одном зубе;

ff-= 0,019 - допуск на погрешность профиля зуб;

fpb= ±0,024 -допуск на отклонение шага зацепления;

fpt= ±0,024 -допуск на отклонение шага.

Показатели контакта зубьев:

Для данной степени точности контролируется суммарное пятно контакта (по высоте- не менее 30%, по длине- не менее 40%)

Назначение средств контроля для выбранных параметров зубчатых колес.

Таблица 1. Средства контроля

Рисунок. Биенеметр

Проверяемое зубчатое колесо1 насаживают на оправку 2. Наконечник 3 на измерительном стержне 4 перемещается под действием пружины в направляющей втулке 7 и прикрепленной к нему планкой 5 воздействует на наконечник индикатора 6. Измерения производят путем последовательного ввода наконечника АО все впадины колеса. Разность между наибольшим и наименьшими показаниями индикатора при поочередном перемещении наконечника во все впадины колеса определяет радиальное биение зубчатого венца.

Рисунок. Эвольвентометр

Проверяемое зубчатое колесо 2 устанавливается на одной оси со сменным диском1, диаметр которого равен диаметру основой окружности колеса. Этот диск прижимается пружиной к доведенной обкатывающей линейке3, закрепленной на каретке 6 прибора. При перемещении каретки ходовым винтом5 движение (без скольжения) передается диску и вместе с ним проверяемому колесу. Над линейкой в одной вертикальной плоскости с ее рабочей поверхностью расположен измерительный наконечник рычага 4, другое плечо которого соприкасается с наконечником индикатора. По шкале 9 определяют угол развернутости проверяемого колеса, а по шкале 7 смещение каретки от исходного положения, при котором измерительный наконечник касается профиля зуба на радиус основной окружности колеса. Эвольвентометры снабжаются записывающими механизмами, регистрирующими результаты измерения в увеличенном масштабе.

Контроль пятна контакта

Качество контакта поверхности зубьев можно определить либо непосредственно в собранной передаче, либо на контрльно-обкатных станках или специальных стендах при зацеплении с измерительным колесом. Для контроля пятна контакта боковую поверхность меньшего или измерительного колеса покрывают слоем краски толщиной не более 4-6 мкм и производят обкатку колес при нормальном межосевом расстоянии. В качестве красителя применяют свинцовый сурик, берлинскую лазурь. Краску наносят на предварительно обезжиренную поверхность.

5. Расчет размерной цепи А-А

Схема размерной цепи А-А

А0- замыкающее звено;

А1,А2,А3,А4,А5,А6,А7, А8,- составляющие размеры

Таблица 6.1 Числовые размеры звеньев размерной цепи А-А

Страницы: 1, 2