Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Описание коробки скоростей

Коробка скоростей (коробка передач) - механизм для ступенчатого изменения передаточного числа, т. е. скорости вращения или величины подачи. Коробка передач состоит из переключаемых зубчатых передач, размещенных в отдельном корпусе (коробке) или в общем корпусе с др. механизмами.

Коробка передач, применяемая для изменения скорости главного движения резания металлорежущих станков, называется также коробкой скоростей. Коробка передач, предназначенная для изменения подачи в металлорежущих станках и имеющая некоторые кинематические особенности, называется коробкой подач. Коробка передач широко применяются в приводах ведущих колёс автомобилей и др. транспортных средств, работающих от двигателя внутреннего сгорания, который при небольшой частоте вращения не может развивать большого вращающего момента и большой мощности, а также не допускает изменения направления вращения вала (реверсирования). Использование коробки передач позволяет получить достаточный момент на колёсах, рациональные режимы работы двигателя при различных скоростях движения, а также обеспечивает задний ход.

Передаточные числа u коробки передач обычно соответствуют геометрическому ряду (u1; u2 = ju1; u3 = j2u1,...),что обеспечивает одинаковое относительное увеличение u при переключении с любой скорости на следующую.

Конструкция коробки передач зависит от её назначения, способа переключения передачи и технической характеристики машины или станка -- передаваемой мощности, быстроходности, числа скоростей (до 48), диапазона регулирования. Для ускорительных передач К. п. обычно принимают u не менее 1/2, для замедляющих -- не более 4, число передач между двумя валами не более 6--8.

Переключение скоростей в коробке передач осуществляется: механизмами индивидуального управления, в которых каждый зубчатый блок или муфта переключается отдельной рукояткой; механизмами централизованного управления (последовательного и выборочного включения и с предварительным выбором, или преселективные), в которых все зубчатые блоки и муфты переключаются одной общей рукояткой; электрическими и др. устройствами дистанционного управления; устройствами автоматического управления, переключающим скорости в зависимости от изменяющихся условий работы.

Недостатки коробок передач по сравнению механическими вариаторами: ступенчатое изменение передаточного числа и менее удобное управление; преимущества -- жёсткая кинематическая связь, т. е. строгое постоянство передаточных чисел между ведущим и ведомым валами, высокая надёжность и долговечность, компактность и простота конструкции, что обеспечило их широкое применение в современных машинах.

2. Выполнить расчет и выбор посадки с зазором (по оптимальному зазору)



Данные:

материал втулки - бронза;

номинальный диаметр D=100мм,

длина соединения L=110мм;

число оборотов вала n=750 об/мин;

радиальная нагрузка P=1,8 кН;

температура смазки T

угол охвата подшипника (половинный)

Расчёт:

1.Определяем среднее давление на опору:

p=

2.Определяем относительную длину подшипника:

1.1

3.Определяем характеристику режима:

(масло индустриальное 30)

4.Определяем оптимальный относительный зазор:

,где

-коэффициент оптимального зазора.

5. Для заданного диаметра находим оптимальный зазор:

6. Определяем толщину смазочного слоя при оптимальном зазоре:

7. Выбираем посадку по ГОСТ25347-82,которая обеспечивает зазоры, близкие к оптимальному, то есть .Условию удовлетворяют посадка: ш

Для посадки ш:

На основании полученных данных выбираем посадку: ш,

т.к. она является оптимальной и удовлетворяет требованиям: , близкое к 2.



8. Определяем наименьший и наибольший относительные зазоры:

9. Определим коэффициенты несущей способности (нагруженности) для наименьшего и наибольшего относительного зазоров:

10. Находим относительные эксцентриситеты для предельных зазоров при наименьшем зазоре при наибольшем зазоре

11. Находим минимальные толщины смазочного слоя, которые будут обеспечиваться при предельных зазорах.

при наименьшем зазоре:

при наибольшем зазоре:

Эти значения были бы при , однако подшипник может при малых зазорах нагреваться до более высокой температуры.

12. Предполагая работу подшипника без принудительной смазки под давлением, произведем тепловой расчет при наименьшем зазоре. Примем температуру подшипника равной 70 .

Динамическая вязкость масла при 70

Характеристика режима:

Коэффициент несущей способности

,

соответствует относительному эксцентриситету 0,3 , для которого определяем коэффициент сопротивления вала вращения для половинного подшипника

Условный коэффициент трения получаем так:

Вычисляем превышение температуры подшипника свыше нормальной температуры, равной 20:



,где

Отсюда температура подшипника и смазки будет равна:

13. При полученной температуре работы подшипника относительный эксцентриситет равен 0,30 и наименьшая толщина слоя смазки составит

14. Установим критическую толщину смазки, исходя из выбора коэффициента запаса надежности жидкостного трения . Тогда из уравнения получим

Для обеспечения надежного жидкостного трения устанавливаем следующие требования к шероховатости поверхностей и допускам формы:

высота неровностей поверхности вала

высота неровностей поверхности подшипника

допуски неровностей поверхности подшипника

коробка скорость передача посадка

.



Таким образом, критическая толщина масляного слоя будет составлять следующую величину:

3. Выполнить расчет и выбор посадки с натягом

Данные:

номинальный диаметр D=60мм=0,06 м

диаметр осевого отверстия в вале d

диаметр втулки d

длина соединения L=120мм=0,12м

вращающий момент М

осевое усилие Р

материал вала - ст45

материал втулки - ст45

Определяем эксплуатационное удельное давление на поверхности из условия обеспечения прочности соединения.

-- коэффициент трения



Определяем характер деформирования, вызываемый удельным давлением

для вала

По графику в зависимости от величины при и устанавливаем, что деформация вала и отверстия находится в упругой зоне.

Определяем наибольшее допускаемое контактное давление

4. Определяем предельные значения натягов



-- модули упругости соединяемых деталей

Nmax=Nmaxдоп+Nr+Np-

Nmin=Nminрасч+Nr+Np-+Nc+N_t+

А) Задавшись Rz_A=1,5 мкм; Rz_B=1,2 мкм, K_{A =} K_{B = 0,25}

Nr=2(K_A Rz_A+ K_B Rz_B)=2(0,251,5+0,251,2)=1,35 мкм

Б) Nt=D(_A-_B) (t_р-t_н)=0,06(12,1-11,9)(22-20)10^-3=0,024мм

В) Ns===0,0162мм

6. По ГОСТ25347-82 выбираем посадку

ш



5. Расчет размерной цепи

Дано: размерная цепь, образующаяся при установке вала в корпус редуктора, согласно сборочному чертежу (рис.1). Номинальные размеры составляющих звеньев:

А1 = 285 мм, А2 = 5 мм, А3 = 25 мм, А4 = 15 мм, А5 = 70 мм, А6 = 52 мм, А7 = 98 мм, А8 = 15 мм, А9 = 5 мм, А10 = 20 мм

Основное условное обозначение подшипников: 205

Даны предельные отклонения замыкающего звена: ЕSАУ = +0,65 мм, ЕIАУ = -0,35 мм.

Класс точности подшипников: 6

Рис. 1 Размерная цепь узла вала редуктора

Вначале определяем допуск замыкающего звена путем вычисления разности его предельных отклонений:

ТАУ = ЕSАУ - ЕIАУ = +0,65 - (-0,35) = 1,0 мм = 1000мкм

По имеющимся данным ширины колец подшипников (35 мм) и класса точности подшипников - 0, находим:

ЕSА4 = ЕSА8 = 0;

ЕIА4 = ЕIА8 = -0,12 мм.

ТА4 = ТА8 = 0,12 мм = 120 мкм.

Допуск замыкающего звена, за вычетом допусков колец подшипников, составляет

1,0 - 2*0,12 = 0,76мм = 760мкм.

Для распределения этого значения на допуски звеньев А1, А2, А3, А5, А6, А7, А9, А10 воспользуемся методом одного квалитета, т.е. постараемся подобрать такой квалитет, чтобы допуски звеньев, изготовленных по этому квалитету, в сумме составляли число, близкое к 760

Откуда

= 3,22+0,73+1,31+1,86+1,86+2,17+0,73+1,31=13,19мкм



Из таблицы допусков находим, что ближайшим к вычисленному значению 57,6 является значение 64, соответствующее 10 квалитету, т.е. все составляющие звенья размерной цепи (кроме колец подшипников) нужно изготавливать по 10-му квалитету.

Находим значения допусков для составляющих звеньев и вычисляем их сумму.Эта сумма не равна заданному допуску замыкающего звена (т.к. количество единиц допуска 10-го квалитета лишь приближенно соответствует вычисленному значению 57,6). Поэтому необходимо скорректировать (уменьшить) значение допуска для одного из составляющих звеньев на 130 мкм. Выбираем в качестве зависимого звена звено А₅, как наиболее просто изготавливаемое и измеряемое и рассчитываем для него нестандартные предельные отклонения.

В шестую графу таблицы 1 заносим скорректированное значение TA₅, прежние значения допусков остальных звеньев и вычисляем сумму всех допусков, которая должна получиться равной заданному допуску замыкающего звена.

Последним шагом решения является назначение предельных отклонений составляющих звеньев.

Для этого необходимо сначала определить для каждого звена, является ли представляющим его размер детали охватывающим («отверстием»), охватываемым («валом») или не охватываемым и не охватывающим (ни «валом», ни «отверстием»). Эти данные заносим в седьмой столбец таблицы 1. Предельные отклонения для звеньев - «отверстий» назначаем для основных отверстий ( для звеньев - «валов» - как основных валов ( для звеньев, - не являющихся ни «валами», ни «отверстиями», назначаем симметричные отклонения (

Предельные отклонения зависимого звена определяем в последнюю очередь (зная предельные отклонения остальных составляющих звеньев и требуемые предельные отклонения замыкающего звена) по формулам:

+650 = (0 + 0 + 0) - ( - 42 - 70 + eiA5 - 120 - 140 - 70 -42);

+650 = 484 - eiA5;

eiA5 = -166 мкм;

-350 = (-210 - 48 - 48) - (+ 42 + 0 + esA5 + 0 + 0 + 0 + 42);

-350 = - 390- esA5;

esA5 = -40 мкм;

Вычисленные значения заносим в таблицу 1.

Для проверки вычисляем допуск зависимого звена А5, исходя из его предельных отклонений:

Совпадение этого значения с вычисленным ранее свидетельствует о правильности выполненных расчетов.

Таблица 1. Сводная таблица данных при расчете размерной цепи

Обозначение звена	Номинальный размер звена	Звено увеличи-ващее или умень-шающее	Значение единицы допуска i, мм	Значение допуска звена, мкм	Тип звена	Предельные отклонения звена, мкм	Размеры с предельными отклонениями указываемыми на чертежах
				в соотв. с выбранным квалитетом	скорректированное		Верхнее, мкк	Нижнее, мкм
A1	285	Ув	3,22	210	210	Вал	0	-210	285h10(-0.210)
А2	5	Ув	0,73	48	48	Вал	0	-48	5h10 (-0.048)
А3	25	Ум	1,31	84	84	Ни вал. ни отв.	+42	-42	25±IT10/2(±0,042)
А4	15	Ум	-	70	70	Вал	0	-70	15(-0.150)
А5	70	Ум	1,86	120	126	Вал	-40	-166	70()
А6	52	Ум	1,86	120	120	Вал	0	-120	52h10 (-0.120)
А7	98	Ум	2,17	140	140	Вал	0	-140	98h10(-0.140)
А8	15	Ум	-	70	70	Вал	0	-70	15(-0.070)
А9	5	Ув	0,73	48	48	Вал	0	-48	5h10(-0.048)
А10	20	Ум	1,31	84	84	Ни вал, ни отв.	+42	-42	20±IT10/2(±0,042)
сумма			13,19	994	1000

6. Расчет посадок подшипников качения

Требуется выбрать посадки внутреннего и наружного колец подшипника при следующих исходных данных:

· основное условное обозначение подшипника 1517;

· класс точности - 5;

· внутреннее кольцо вращается;

· наружное кольцо не вращается;

;

;

· радиальная нагрузка R=24[кН]=24000[Н];

· осевая нагрузка А=2[кН]=2000[Н];

· характер нагрузки: нагрузка c умеренными толчками, вибрациями и кратковременными перегрузками до 300% от номинальной нагрузки.

Подшипник двухрядный сферический легкой серии.

Используя справочник [2] или [3] находим для подшипника 1517:

D=150[мм]; d=85[мм]; B=36[мм]; r=3.0[мм]; б=10;

Поскольку подшипник является двухрядным, то рассчитаем и выберем коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R ().

==0,47

Из таблицы 6.3 [7] выбираем значение =1,4

Поскольку наружное кольцо испытывает местное нагружение, то для выбора его посадки на вал воспользуемся рекомендациями табл.6.2 [7] и находим, что рекомендуемое основное отклонения сопрягаемого с этим кольцом вала отклонение H и рекомендуемый квалитет 6 (т.к. класс точности подшипника 5). Таким образом, получаем посадку

ш, где l5 - поле допуска наружного кольца подшипника.

Так как внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение, то для выбора его посадки в корпус предварительно вычислим интенсивность радиальной нагрузки на посадочную поверхность:

(т.к. b=B-2r=36-2 3=30, то F=1 (т.к. вал сплошной) ,k_n=1, т.к. нагрузка с умеренными толчками)

Согласно рекомендациям табл. 6.6 [7] находим, что основное отклонение сопрягаемого с внутренним кольцом вала k, а квалитет 5 (т.к. класс точности 5). Таким образом, получаем посадку ш, где L0- поле допуска внутреннего кольца подшипника.

Далее находим предельные отклонения для ш85k6 и ш150H6, используя справочник [1] (часть 1), а также предельные отклонения для ш85L0 и ш150l0, используя справочник [1] (часть 2) или справочники [2] или[3].

Используя найденные предельные отклонения, строим схемы расположения полей допусков.

Приводим сборочный эскиз подшипникового узла и деталировочные эскизы (рис.7). При этом сам подшипник качения допускается изображать упрощенно, в соответствии с ГОСТ2.420-69(без указания его типа и конструктивных особенностей). Требования к отклонениям формы, расположения и шероховатости поверхностей, сопрягаемых с кольцами подшипника, назначаем согласно рекомендациям справочника [2] или [3].

Рис. 6 Эскизы подшипникового узла и деталей, сопрягаемых с подшипником

7. Расчет геометрических параметров резьбовых соединений

Для данного резьбового соединения с метрической резьбой необходимо построить схему расположения полей допусков, рассчитать предельные размеры элементов резьбового соединения и привести сборочный и деталировочный эскизы с указанием требований к точности изготовления.

Дано:

Наружный диаметр резьбы D = 24мм (номинальное значение);

Шаг резьбы Р = 2мм (номинальное значение);

Обозначение посадки соединения:;

Поскольку указано одно поле допуска резьбы гайки 6H, то это означает, что поле допуска среднего диаметра 6H и поле допуска внутреннего диаметра тоже 6H.

Поскольку указано одно поле допуска резьбы болта 6h, то это означает, что поле допуска среднего диаметра 6h и поле допуска внутреннего диаметра тоже 6h.

Номинальные значения остальных диаметров резьбы вычисляем по формулам, приведенным в таблицах в справочнике [1] (часть 2), исходя из заданных номинальных значений d= D=24мм, Р=2мм:

мм,

мм,

Далее вычисляем предельные значения диаметров болта:

(верхнее отклонение равно 0.000 мм для поля допуска 6h диаметра d₂);

(нижнее отклонение равно -0,170 мм для поля допуска 6h диаметра d₂);

(верхнее отклонение равно 0,000 мм для поля допуска 6h диаметра d);

(нижнее отклонение равно -0,280 мм для поля допуска 6h диаметра d);

(верхнее отклонение равно 0,000 мм для поля допуска 6h диаметра d₁);

не нормируется.

Аналогично вычисляем предельные значения диаметров гайки:

(верхнее отклонение равно +0,226 мм для поля допуска 6H диаметра D2);

(нижнее отклонение равно 0,000 мм для поля допуска 6H диаметра D2);

(верхнее отклонение равно +0,375 мм для поля допуска 6H диаметра D1);

(нижнее отклонение равно 0,000 мм для поля допуска 6H диаметра D1);

не нормируется;

(нижнее отклонение равно +0,000 мм для любых полей допусков с основным отклонением H);

В итоге строим схему расположения полей допусков для данного резьбового соединения, выполняем эскизы резьбовых деталей и резьбового соединения.

Рис. 7 Схема расположения полей допусков, эскизы резьбовых деталей и резьбового соединения

8. Расчет посадок прямобочных шлицевых соединений

Для неподвижного в осевом направлении прямобочного шлицевого соединения с числом зубьев, равным z=10, d=26[мм], D=32[мм] и b=4 [мм], не требующего частой разборки соединения, для передачи небольших крутящих моментов, необходимо выбрать поверхность центрирования и посадки для размеров d, D, и b.

Исходя из условия передачи небольших крутящих моментов выбираем способ центрирования по наружному диаметру D, так как это наиболее экономичный, с технологичной точки зрения способ центрирования. Рекомендуемые поля допусков для размеров d, D и b выбираем из ГОСТ 1139-80:

Чтобы обеспечить неподвижность соединения по таблицам ГОСТ 1139-80 выбраны поля допусков, которые будут образовывать переходные посадки.

Для размера d для втулки согласно ГОСТ 1139-80 при центрировании по D рекомендуется единственное поле допуска H11, а размер d для вала не должен превышать и не должен быть меньше (102632 =23,0 мм).

Так как соединение по условиям работы должно быть неподвижным, т.е. не требуется взаимное смещение вала и втулки в осевом направлении для размера D выбираем поле допуска, которое образует переходную посадку .

Для размера b выбираем поля допусков: F8 - для втулки и js7 - для вала.

В итоге получаем соединение: .

Предельные отклонения размеров d, D и b, соответствующие выбранным полям допусков, определяем, используя справочник [1] (часть 1), затем строим схему расположения полей допусков и выполняем эскизы соединения (рис.8).

Ш26 Н11(+0,130)

Ш32 Н7(+0,250)

Ш32 js6

Ш 4 F8

Ш4 js7

Рис. 8 Схема расположения полей допусков, эскизы шлицевых деталей и шлицевого соединения

9. Выбор допусков и посадок для вала

Ш 26 Н7/f7

Посадка предназначена для соединения зубчатого колеса с валом, необходимо обеспечить точное подвижное соединение.

Посадка в системе отверстия, т.к. в обозначении указано основное отверстие.

D = d = 26 [мм] -- номинальный размер отверстия и вала

Н7 - поле допуска основного отверстия

Н - основное отклонение основного отверстия

7 - квалитет точности основного отверстия

f7 - поле допуска вала

f - основное отклонение вала

7 -- квалитет точности вала

ЕS = +0,021 [мм] - верхнее отклонение основного отверстия

ЕI = 0 [мм] - нижнее отклонение основного отверстия

es = -0.020 [мм] - верхнее отклонение вала

ei = -0.041 [мм] -- нижнее отклонение вала

Ш 26 Н7/f7 посадка c зазором

Dmах = D + ЕS = 26 + 0,021 = 26,021 [мм] - наибольший предельный размер основного отверстия

Dmin = D + ЕI = 26 + 0 = 26 [мм] - наименьший предельный размер основного отверстия

dmax = d + еs = 26 - 0,020 =25,080 [мм] - наибольший предельный размер вала

dmin = d + еi = 26 - 0,041 = 25,059 [мм] - наименьший предельный размер вала

ТD = ЕS - ЕI =26,021-26= 0,021 - 0 = 0,021 [мм] - допуск основного отверстия

Тd = еs - еi = 25,080-25,059 = -0,020+0,041=0,021 [мм] - допуск вала

ТSN = ТD + Тd = 0,021 + 0,021 = 0,042 [мм] - допуск посадки по допускам основного отверстия и вала

= = Es - ei= 0,021 - 0,041=0,062 [мм] -наименьший зазор.

- наименьший зазор.

=(0,062+0,021)/2 = 0,083/2 = 0,0415 [мм] - средний зазор

Посадка предназначена под внутреннее кольцо подшипника

Вал соединяется с подшипниками качения нормальной точности.

Ш 21 L0/k6 с полем допуска под подшипник качения k6, так как она используется чаще всего при установке на вал подшипника качения.

В большинстве узлов машин применяют подшипники качения класса точности 0. При повышенных требованиях к точности вращения следует выбирать подшипник более высокого класса точности.

Сборка и разборка соединения производится без особых усилий. Натяг, получающийся в этой переходной посадки, имеет относительно малую величину, но достаточен для центрирования деталей и предотвращения вибраций в подвижных узлах при вращении со средними скоростями.

Ш 20 L0/k6

20 - номинальный диаметр внутреннего кольца подшипника и номинальный диаметр сопрягаемого с ним вала.

L0 - поле допуска основного отверстия, которое является внутренним диаметром подшипника.

L -- основное отклонение,

0 - класс точности подшипника.

k6 - поле допуска сопряженного с внутренним кольцом подшипника ала.

k - основное отклонение,

6 - квалитет точности вала;

ЕS = 0 [мм] - верхнее отклонение отверстия

ЕI = -0,010 [мм] - нижнее отклонение отверстия

es = +0,015 [мм] - верхнее отклонение основного вала

еi = +0,002 [мм] - нижнее отклонение основного вала

Посадка с натягом, так как размер вала больше размеров отверстия, она необходима для неподвижных неразъемных соединений, в данном случае, чтобы внутреннее кольцо подшипника было неподвижно относительно вала, к которому оно крепится.

Посадка в системе отверстия, так как внутреннее кольцо устанавливается на вал, и оно является готовым отверстием.

D = d = 20 мм

Основные отклонения отверстия: ЕS=0, ЕI=-0,010 [мм].

Основные отклонения вала: еs=+0,018 [мм], ei = +0,002 [мм].

Nmах = еs-Еi=0,015-(-0,010) = 0,025 [мм] - максимальный натяг

Nmin =еi-ЕS = 0,002-(0)=0,002 [мм] - минимальный натяг.

Посадка в системе отверстия, т.к. в обозначении указано основное отверстие.

D = d = 26 [мм] -- номинальный размер отверстия и вала

Н7 - поле допуска основного отверстия

Н - основное отклонение основного отверстия

7 - квалитет точности основного отверстия

k6 - поле допуска вала

k - основное отклонение вала

6 -- квалитет точности вала

ЕS = +0,021 [мм] - верхнее отклонение основного отверстия

ЕI = 0 [мм] - нижнее отклонение основного отверстия

es = +0.015 [мм] - верхнее отклонение вала

ei = +0.002 [мм] -- нижнее отклонение вала

Dmах = D + ЕS = 26 + 0,021 = 26,021 [мм] - наибольший предельный размер основного отверстия

Dmin = D + ЕI = 26 + 0 = 26 [мм] - наименьший предельный размер основного отверстия

dmax = d + еs = 26 + 0,015 =26,015 [мм] - наибольший предельный размер вала

dmin = d + еi = 26 + 0,002 = 26,002 [мм] - наименьший предельный размер вала

ТD = ЕS - ЕI =26,021-26= 0,021 - 0 = 0,021 [мм] - допуск основного отверстия

Тd = еs - еi = 25,015-26,002 = 0,015 - 0,002=0,013 [мм] - допуск вала

ТSN = ТD + Тd = 0,021 + 0,013 = 0,034 [мм] - допуск посадки по допускам

= = Es - ei = 26,021 - 26,002=0,019 [мм] -наименьший зазор.

Nmах = еs - Еi=0,015 - 0,000 = 0,015 [мм] - максимальный натяг.

6 [мм] -- номинальный размер отверстия и диаметр сопрягаемого с ним вала

F8 - поле допуска основного отверстия

F - основное отклонение основного отверстия

8 - квалитет точности основного отверстия

f8 - поле допуска вала

f - основное отклонение вала

8 -- квалитет точности вала

ЕS = +0,035 [мм] - верхнее отклонение основного отверстия

ЕI = + 0,013 [мм] - нижнее отклонение основного отверстия

es = - 0.013 [мм] - верхнее отклонение вала

ei = - 0.035 [мм] -- нижнее отклонение вала

Поля допусков размера b:

D=d=6 [мм].

= Es - ei = +0,035-(-0,035)=0,000 [мм] - наибольший зазор по предельным размерам и предельным отклонениям.

= EI - es = 0,013-(-0,013)=0,000 [мм]- наименьший зазор по предельным размерам и предельным отклонениям.

10. Отклонения формы и расположения

Для вала:

На элементы вала задаются отклонения формы и расположенияV - V1 степеней точности (рекомендуемые). Задаем точность по пятому квалитету.

Рабочей осью вала является ось для размещения подшипников. Для ограничения отклонения геометрической формы поверхностей под подшипники, устанавливается допуск на цилиндричность. Для выходного конца вала допуск на цилиндричность необходим, чтобы ограничить концентрацию давления на посадочную поверхность (под шкив или звездочку).

Отклонение от цилиндричности рекомендуется заменять на отклонение от округлости профиля сечения и отклонение от прямолинейности образующей цилиндрической поверхности. Допуск на отклонение от круглости и прямолинейности образующей задается в месте соединения вала с зубчатым колесом, подшипниками и на выходном конце вала.

Отклонение от соосности относительно базовой оси АБ - общей оси посадочных поверхностей под подшипники качения, задается для того, чтобы ограничить перенос колец подшипников относительно общей оси. Также отклонение от соосности задается для посадочной поверхности под зубчатое колесо для того, чтобы обеспечить кинематическую точность и нормы контакта зубчатых колес.

Нормируемым элементом является цилиндрическая поверхность. Отклонение от соосности перечисленных выше элементов не должно превышать 0.012 мм. Для шлицевого соединения задаём допуск радиального биения поверхности, из-за сложности проверки в этом случае допуска соосности. Радиальное биение не должно превышать 0,022мм.

Допуск торцевого биения задаётся в местах соприкосновения боковых поверхностей колец подшипников и вала. Задаётся для уменьшения износа подшипника. Нормируемый элемент - боковая поверхность валов диаметром 20 мм и 26 мм. Базы - ось вала (А и Б). Торцевое биение не должно превышать 0,010 мм.

Для зуба шлица задаём отклонение симметричности зуба относительно оси шлица и отклонение параллельности боковых поверхностей зуба относительно оси шлица, для обеспечения собираемости узла. Отклонение от симметричности не должно превышать 0,010мм, а отклонение от параллельности не должно превышать 0,004мм.

Для блока зубчатых колёс

Нормируем радиальное биение поверхностей зуба. В месте контакта. Радиальное биение не должно превышать 0.022мм, согласно таблице допусков радиальных биений, для зубчатого венца диаметра 21мм, приведённой в «Допуски и посадки», том 1 под редакцией В.Д. Мягкова.

Для отверстия под зуб шлица задаём отклонение симметричности отверстия относительно оси блока зубчатых колёс и отклонение параллельности боковых поверхностей отверстия относительно оси, для обеспечения собираемости узла. Отклонение от симметричности не должно превышать 0,010 мм, а отклонение от параллельности 0,004 мм.

11. Назначение шероховатостей

Для вала и зубчатого блока.

Реальные поверхности, полученные обработкой на металлорежущих станках или иным путем (обработкой давлением, литьем и т.д.) изборождены рядом чередующих выступов и впадин разной высоты и формы и сравнительно малых размеров по высоте и шагу. Эти выступы и шаги образуют нервности поверхности (шероховатости).

Шероховатость является одной из основных геометрических характеристик качества поверхности

В ГОСТ 2789-73 указано, что параметр Rа является предпочтительным, т.к. он обеспечен надежными средствами измерений (профилометр, профилограф) и более предпочтительно отражает отклонение профиля, поскольку определяется по всем точкам.

Rа - это среднее арифметическое абсолютных значений отклонений профиля в пределах базовой длины, мкм

Знак v используется при обозначении шероховатости поверхности, вид обработки которой конструктором не устанавливается.

Значения Rа рекомендуется выбирать из ряда предпочтительных значений.

Rа- среднее арифметическое отклонение профиля, 2,5- максимальное указанное значение Rа, т. е. средняя высота неровностей не более 2,5 мкм. Значение выбрано в соответствии с рядом предпочтительных чисел. Значение 2,5 может быть достигнуто чистовым скоростным фрезерованием, чистовым шлифованием.

Для блока зубчатых колёс

Выбираются шероховатости для рабочих поверхностей зубьев v Rа 2,5

Также выбирается шероховатость отверстия для посадки шлица v Rа 3,2.

Поверхности, где не указана шероховатость не обрабатываются и имеют шероховатость, полученную при изготовлении детали (штамповкой), так как боковые поверхности блока не контактируют с другими деталями.



Список литературы

1. Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч./ В. Д. Мягков, М. А. Палей, А. Б. Романов, В. А. Архангельский. - 6-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отделение, 1982. - Ч.1. 543 с. и 1983. - Ч.2. 448 с.

2. Л.Я.Перель. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник. - М.:Машиностроение, 1983.-593с.

3. Л. Я. Перель, А. А. Филатов. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 608 с.

4. Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.Я., Подшипники качения. Справочник. Изд. 6-е, перераб. и доп. М.: «Машиностроение», 1975. - 572 с.

5. Анурьев В. И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х т. - 8-е изд., перераб. и доп. Под редакцией И. Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. Т.1 920 с.: ил., Т.2. 912 с.: ил., Т.3. 864 с.: ил.

6. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов.-2-е изд., перераб. и доп.-Высш. шк., 1990.-399с., ил.

7. Башевская О. С., Емельянов П. Н., Шулепова Н. В./ Под общей ред. проф., д.т.н. В. И. Телешевского Взаимозаменяемость и нормирование точности в машиностроении: Учебное пособие - М.: МГТУ «СТАНКИН», 2003.-108 с.

Размещено на Allbest.ru