Курсовая работа: Расчет подшипников качения для червячной передачи

💣 👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

1 Описание конструкции и назначение узла
2 Расчет и выбор посадок подшипников качения
3 Выбор посадок для сопряжений узла и их расчёт
5 Расчёт рабочих и контрольных калибров
7 Расчёт точности зубчатой передачи
9 Расчёт размерной цепи вероятностным методом
1 Описание конструкции и назначения узла.
Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещивающимися осями. Обычно червячная передача (рис.1) состоит из червяка 1 и сопряженного с ним червячного колеса 2. Угол скрещивания осей обычно равен 90°;неортогональные передачи встречаются редко. Червячные передачи относятся к передачам зацеплением, в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Червячную передачу можно получить из рассмотренной ранее винтовой зубчатой передачи, если уменьшить число зубьев одного из косозубых колес до z 1
= 1...4 и увеличить их угол наклона к оси, превратив таким образом косозубое колесо в винт (червяк). Поэтому червячные передачи относят к категории зубчато-винтовых.

Все применяемые в дальнейшем термины, определения и обозначения, относящиеся к червячным передачам, соответствуют ГОСТ «Передачи червячные» и ГОСТ «Передачи зубчатые».
Витки червяка и зубья червячного колеса соприкасаются обычно по линиям и поэтому представляют собой высшую кинематическую пару. Обычно ведущее звено червячной передачи — червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.
Достоинства червячных передач:
компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до u= 300 и более); высокая кинематическая точность и повышенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.
На рис.2 схематически изображены основные виды червячных передач:
а — цилиндрическая червячная передача
, у которой делительные и начальные поверхности цилиндрические (такие передачи имеют наибольшее распространение); б — глобоидная передача
, у которой делительная поверхность червяка торообразная, а колеса — цилиндрическая (такие передачи нетехнологичны); в— червячно-реечная передача
(по сравнению с зубчато-реечной такай передача обеспечивает большую плавность работы и имеет большую жесткость; оси червяка и рейки могут располагаться под углом или быть параллельны; передачи применяют в продольно-строгальных, тяжелых фрезерных и горизонтально-расточных станках).
Недостатки червячных передач:
значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от до ); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно
Червячные передачи находят широкое применение, например, в металлорежущих станках, подъемнотранспортном оборудовании, транспортных машинах, а также в приборостроении.
Витки червяка нарезают резцом на токарно-винторезном или дисковой фрезой на резьбофрезерном станке; после нарезания резьбы и термообработки рабочие поверхности витков нередко шлифуют и полируют, что существенно повышает нагрузочную способность передачи. Зубья червячного колеса нарезают методом обкатки червячными фрезами на зубофрезерных станках; режущий инструмент в этом случае подобен червяку, снабженному режущими кромками и гранями (производящий червяк). Такая технология изготовления обеспечивает линейный контакт между витками червяка и зубьями червячного колеса.
Для цилиндрических червячных передач установлено двенадцать степеней точности и соответствующие нормы точности изготовления и монтажа передач. Независимо от степени точности передач назначают нормы бокового зазора между витками червяка и зубьями колеса.
Для глобоидных передач установлено три степени точности: 6, 7 и 8, для каждой из которых назначают нормы точности изготовления червяка, колеса и монтажа передач. Независимо от степени точности устанавливают нормы бокового зазора.
Силовые червячные передачи обычно изготовляют по 6—8-й степеням точности.
Конструктивно червячные передачи чаще всего делают в закрытом исполнении. На рис.3 приведены схемы наиболее часто встречающихся червячных редукторов: а — с верхним расположением червяка
, б — с боковым расположением червяка
, в — с нижним расположением червяка.

2 Расчёт и выбор посадок подшипников качения

Характер нагрузки - с умеренными толчками и вибрациями, перегрузка до 150%.
2.1 Для циркуляционно нагруженного кольца определяется интенсивность нагружения P R
, H.
где R – радиальная реакция опоры на подшипник, кН
r – радиус фасок колец подшипника, мм
K П
– динамический коэффициент посадки [1,табл.3.5]
F – коэффициент ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусеF A
– коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами роликов или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору [1,табл. 3.2]
2.2 По величине интенсивности нагружения P R
выбираем вид посадки [1,табл.3.6,]
2.3 Для колец, воспринимающих колебательное и местное нагружение, выбирается вид посадки в зависимости от характера нагружения и вида корпуса [1, табл. 3.3]
2.4 Выбор квалитета для посадок колец подшипников
2.5 По ГОСТ 520 – 89 и ГОСТ 25347 – 82 определяем отклонения ES, EI, ei, es, строим поля допусков по наружному (D) и внутреннему (d) диаметрам и определяем табличные натяги N max
и N min

Отклонения для внутреннего кольца подшипника:
Отклонение для наружного кольца подшипника:
Определяем поле допуска внутреннего (L5) и наружного (l5) колец [1,табл.
2.6 Вычислим минимальный допустимый натяг:
где d 0
– приведенный диаметр внутреннего кольца
2.7 Вычислим максимальный допустимый натяг:
где –предел прочности шарикоподшипниковой стали
2.8 Проверяем наличие посадочного рабочего зазора:
По внутреннему диаметру (d)определяем min и max радиальный зазор [1,табл. 3.11]:
Определяем начальный радиальный зазор:
Определим рабочий радиальный зазор:
Определим усилие запрессовки подшипника на вал ( ):
Где - коэффициент трения при запрессовке
2.9 Определим температуру нагрева подшипника в масле для установки его на вал:
где - температурный коэффициент линейного расширения подшипниковой стали
3 Выбор посадок для сопряжений узла и их расчёт

В соответствии с заданием на курсовую работу необходимо назначить посадки для десяти сопряжений сборочной единицы.
Расшифровка буквенных обозначений посадок, расчет предельных размеров, зазоров или натягов, построение полей допусков для десяти выбранных сопряжений оформляются в виде таблицы 2.
Таблица 2 – Расчет выбранных посадок
Выбор измерительных средств осуществляется с учётом допустимой погрешности измерений, а также погрешности измерительных средств. Значение допустимой погрешности измерения δ изм
зависит от величины допуска на изготовление изделия IT, который, в свою очередь связан с номинальным размером и квалитетом. Для размеров от 1 до 500 ГОСТ 8051-81 устанавливает 15 рядов наибольших допустимых погрешностей измерения в зависимости от величины допуска .
При выборе средств и методов измерения необходимо подобрать такое средство (инструмент, прибор), предельная погрешность которого была бы ближе к допустимой погрешности измерения размера (δ изм
) и не превышала бы эту величину. Для выбранного средства измерения по справочным данным [5] следует установить его основные характеристики: пределы измерения, цену деления.
Результаты выбора измерительных средств оформляются в виде таблицы 3.
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
Микроскоп инструментальный ММИ и БМИ (ГОСТ 2094-71)
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
Микроскоп инструментальный ММИ и БМИ (ГОСТ 2094-71)
Нутромер индикаторный (ГОСТ 868-72)
5 Расчет рабочих и контрольных калибров

5.1 Выбираем сопряжение: корпус – вал Æ
Стоим поля допусков для данного сопряжения
Рис.1 - Схема полей допуска сопряжения.
5.2 Размечаем нулевые линии для построения полей допусков калибров:
- Калибр – пробка (для контроля отверстий):
Проходная сторона (наименьшее отверстие):
Непроходная сторона (наибольшее отверстие):
- Калибр – скоба (для контроля вала):
Проходная сторона (наименьший вал):
d min
=d н
+ei=50+0,011=50,011 [мм]
Непроходная сторона (наибольший вал):
Рисунок 2 – Схема расположения поля допуска отверстия и полей допусков калибров
Рисунок 3 – Схема расположения поля допуска вала и полей допусков калибров
5.3 По таблицам допусков на калибры (ГОСТ 24853-81) берем отклонения:
- Для пробок Z=4 мкм, Y=3 мкм, H=Hs=5,0 мкм
- Для скоб Z=4 мкм, Y=3 мкм, H 1
=Hs=5,0 мкм
Поля допусков калибров строятся от соответствующих нулевых линий.
Участок износа штрихуется вертикальными линиями.
5.4 Рассчитываем предельные размеры калибров, результаты оформляем в виде таблицы 4.
Таблица 4 – Предельные размеры калибров
5.5 Определяем исполнительные размеры калибров для простановки их на чертежах:
Пробки Р – ПР 50,0065 -0,005
Р – НЕ 50,0325 -0,005

Скобы Р – ПР 50,0235 +0,005
Р – НЕ 50,0085 +0,011

Номинальный диаметр сопряжения D=140 мм;
Наружный диаметр втулки D 2
=240 мм;
Передаваемый крутящий момент M кр
=10000 Н·м;
Диаметр осевого отверстия D 1
=0 мм; осевое усилие P=0.
Шероховатость поверхности втулки R zD
=6,3 мкм, R zd
=3,2 мкм
6.1 Определяем величину удельного контакта эксплуатационного P з
между поверхностями сопряжения вала и втулки:
где d – номинальный диаметр сопряжения, – длина сопряжения, - коэффициент трения при запрессовке.
6.2 По графику деформаций [1, рис. 2.1] и величинам P э
/s т
; d 1
/d 2
и d/d 2
определяем характер деформирования отверстия и вала, вызванный удельным давлением:
По графику [1, рис. 2.1], учитывая отношения (5.2), делаем вывод что характер деформирования отверстия и вала - упругий.
6.3 По графику деформаций [1, рис. 2.1] определяем наибольшее допустимое значение на границе допустимой зоны деформирования (кривая «а» или «б») и рассчитываем значение :
Наибольшее допустимое значение - кривая «а».
По графику [1, рис. 2.1] определяем, что .
6.4 По графику [1, рис. 2.1] находим значение коэффициента неравномерности распределения удельного давления æ, затем рассчитываем наибольшее (для этого коэффициента) значение удельного давления P нб доп
:
P НБ
ДОП
=0,88·10 8
·0,8=7,04·10 7
[Па]
6.5 Определяем коэффициенты формы отверстия и вала:
где - коэффициент Пуассона [1, табл. 2.2].
где E A
=E B
=2·10 11
Па – модуль упругости стали.
N max
= 7,04·10 7
=0,044 [мм] или 44 [мкм]
6.7 Рассчитываем поправку на смятие микронеровностей сопрягаемых поверхностей и находим расчетные величины натягов для выбора посадки:
где К 1
и К 2
коэффициенты, учитывающие поправку на смятие микронеровностей.
Определяем по таблице [1, табл. 2.4]коэффициенты K 1
и K 2
:
6.8 Проверяем выполнение условий и выбираем стандартную посадку:
Выбираем стандартную посадку по ГОСТ 25347 – 82 и строим её поля допусков с указанием размеров, натягов и отклонений в системе отверстий
Рисунок 4 – Схема расположения поля допуска посадки с натягом.
6.9 Определяем наибольшее удельное давление на сопрягаемых поверхностях при наибольшем натяге выбранной посадки
6.10 Вычисляем наибольшее напряжение во втулке:
где s Д
– наибольшее напряжение во втулке.
6.11 Проверяем прочность втулки по выполнению неравенства:
7 Расчёт точности зубчатой передачи

- число зубьев червячного колеса z 2
=50;
- модуль зубчатой передачи m=5, мм;
- рабочие температуры колёс и корпуса t 1
=60˚C и t 2
=25˚C;
- материал колёс: СИЛУМИН; корпуса: СИЛУМИН;
- вид передачи: ДЕЛИТЕЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ.
7.1 По величине окружной скорости м/с выбираются степени точности зубчатой передачи [1.табл.5.1]
8 - степень точности по нормам плавности.
Т.к. для скоростных передач норма контакта принимается на одну степень ниже, то:
9- степень точности по нормам контакта.
7.2 Определяется межосевое расстояние
7.3 Определяется температурная компенсация зазора
где температурные коэффициенты линейного расширения материала втулки и вала[табл.1.2];α=20˚C –угол зацепления, град;
7.4 Оптимальная толщина слоя смазки jn2.
j n
2
= 10·m=10·5=50 мкм – для делительных передач;
7.5 Определяется минимальный боковой зазор передачи
7.6 По таблицам ГОСТ 1643-81[5.10] подбирается вид сопряжения:«В»
7.7 Выбор контролируемых параметров и средств их измерения.
Стандарт на допуски зубчатых колёс и передач (ГОСТ 1643-81) предусматривает для каждой нормы точности ряд показателей. Однако на основании многолетнего опыта работы каждый вид машиностроения разрабатывает свои рекомендации по выбору комплексов контролируемых параметров. Для химического и пищевого машиностроения эти рекомендации приведены в работе , по которой и следует подбирать комплексы для контроля зубчатых колёс. Измерительные средства для контроля каждого комплекса выбираются с учётом степени точности и основных характеристик колёс по справочным данным. В пояснительной записке должны быть приведены основные метрологические характеристики измерительных средств (цена деления, пределы измерения и т.д.).
Отклонение средне длинны общей нормали
Номинальный диаметр сопряжения d=60 мм;
Угловая скорость вращения n=1000 об/мин;
Марка смазочного масла: индустриальное 20
Шероховатость поверхности втулки R zD
=4 мкм; вала R zd
=2 мкм
Материал втулки – чугун, вала – сталь 50.
8.2 Определяем среднее удельное давление:
8.3 Устанавливаем допустимую минимальную толщину маслянистого слоя – h:
где R zD
и R zd
– соответственно шероховатость втулки и вала.
8.4 В соответствии с заданием определяем вязкость масла [1,табл. 1.3]:
где t п
=50 0
С – температура нагрева подшипника в масле
8.5 Определяем функциональный комплекс:
8.6 По графику [1, рис. 1.1] определяем относительные эксцентриситеты:
8.7 Рассчитываем минимальный допустимый зазор:
где - относительный эксцентриситет при S min
.

где вычисляется по таблице [1, табл. 1.6] в зависимости от эксцентриситета и отношения l/d.
8.8 Определяем температурное изменение зазора:
Где a 1
и a 2
– соответственно коэффициент линейного расширения материала вала и втулки
8.9 Рассчитываем минимальный действующий зазор:
8.10 Рассчитываем максимальный допустимый зазор:
Где - относительный эксцентриситет при S max
.

8.11 Рассчитываем максимальный действующий зазор:
По таблицам ГОСТ 25347 – 82 (СТСЭВ 144-88) выбираем предельные зазоры в системе отверстия:
9 Расчёт размерной цепи вероятностным методом

Расчет размерной цеп вероятностным методом позволяет установить на составляющие звенья более широкие допуски, чем те, получаются при решении задачи методом полной взаимозаменяемости
В основе этого метода служит теорема математической статистики, устанавливающие свойства дисперсии. Замыкающее звено размерной цепи принимается за случайную величину, являющейся суммой неизвестных случайных величин, т.е. суммой независимых составляющих звеньев цепи.
Как известно из теории вероятности, при любых законах распределение случайных погрешностей отдельных составляющих звеньев погрешность замыкающего звена также будет случайной погрешностью , получающейся по определенному закону распределения.
Распределения размерах в пределах допуска может проходить по одному из следующих законов:
б. равнобедренного треугольника(Симпсона)
В результате влияния систематических и случайных центр группирования размеров может не совпадать с серединой поля допуска, а зона рассеивания с величиной поля допуска.
9.1 Номинальный размер замыкающего звена А Δ
, мм, рассчитываем по формуле
А Δ
= А 6
-( А 1
+ А 1
+А 3
+А 4
+А 5
), (9.1)
9.2 Расчет средний точности размерной цепи
- коэффициент относительного рассеивания, который равен для: нормального распределения 0,333; для закона равнобедренного треугольника 0,408.
9.3 В зависимости от процента брака определяем для каждого звена добавочный множитель :
9.4 Определяют произведение i∙t·λ i
. Возводят это произведение в квадрат, где i- единица допуска, выбирается в зависимости от номинальных размеров по ГОСТ 23347-82
Суммируют все значения величин (i·t·λ i
) 2
и определяют значение среднего коэффициента точности цепи – а ср
по формуле:
где [ ] - заданное значение допуска, имеем
Таблица 5 – Расчёт средней точности размерной цепи
По полученному коэффициенту из табл. 1.2 выбирают ближайший более точный квалитет допусков звеньев размерной цепи [1].
Принимаем , соответствует 12 квалитету.
9.5. Определение вероятностного допуска замыкающего звена. По табл. 1.3.[1] определяют допуски соответствующих звеньев размерной цепи.
Таблица 6 – Расчёт вероятностного допуска замыкающего звена
Вычисляем вероятностный допуск замыкающего звена по формуле:
Условие ТА Δ
≤ [ТА Δ
] выполняться , т.к.
9.6 Полученные допуски составляющих звеньев разбивают на отклонения, пользуясь следующими правилами:
а) если среднее отклонение звена E m
(А Δ
) = равно нулю, то отклонения для всех звеньев принимаются симметричными, т.е. ТА i
;
б) если E m
(А Δ
) = положительно, то отклонения принимаются:
для увеличивающих звеньев ES(A i
) = + TA i
; EI(A i
) = 0;
для уменьшающих звеньев ES(A i
) = 0; EI(A i
) = − TA i
.
в) если E m
(А Δ
) = отрицательно, то отклонения принимаются:
для увеличивающих звеньев ES(A i
)=0; EI(A i
)=−TA i
;
для уменьшающих звеньев ES(A i
)=+TA i
; EI(A i
)= −TA i
.
А 1
: ES(45)=0 мкм; EI(45)=-250 мкм;
А 2
: ES(100)=0 мкм; EI(100)=-350 мкм;
А 3
: ES(30)=0 мкм; EI(30)=-210 мкм;
А 4
: ES(128)=0 мкм; EI(128)=-400 мкм;
А 5
: ES(45)=0 мкм; EI(45)=-250 мкм;
А 6
: ES(400)=+570мкм; EI(400)=0 мкм;
Для увеличивающегося звена Ç400h12( )
Для уменьшающихcя звеньев Ç45H12( ); Ç100H12( ); Ç30H12( ); Ç128H12( );Ç45H12( );
Т.к. разбивка отклонений произвольна, то обязательное условие
тогда принимаем звено А 2
в качестве зависимого:
Отклонения зависимого звена находят по правилу:
ES(А зав
) = E m
(А зав
) + ½Т зав
;
EI(А зав
) = E m
(А зав
) - ½Т зав
.
9.7 Процент годных деталей при сборке размерной цепи вычисляют в следующей последовательности:
а) определяют среднее квадратичное отклонение звена А Δ
:
в) находят пределы интегрирования расчётного вероятностного допуска
г) рассчитывают вероятность изготовления годных деталей по формуле
где Ф(Z) - значение функции Лапласа
ГОСТ 2.307-68 ЕСКД. Нанесение размеров и предельных отклонений.
ГОСТ 2.308-79 ЕСКД. Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей.
ГОСТ 2.309-73 ЕСКД. Обозначение шероховатости поверхностей.
ГОСТ 25346-89 ЕСДП. Основные нормы взаимозаменяемости. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений.
ГОСТ 25347-89 ЕСДП. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
ГОСТ 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры.
ГОСТ 27284-87 Калибры. Термины и определения.
ГОСТ 11708-82 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба. Термины и определения.
ГОСТ 3478-79 Подшипники качения. Основные размеры.
ГОСТ 3325-85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.
ГОСТ 1643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски.
ГОСТ25142-82 Шероховатость поверхности. Термины и определения.
ГОСТ 16319-80 Цепи размерные. Термины и определения. Методы расчёта.

Название: Расчет подшипников качения для червячной передачи
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 13:42:17 05 января 2010 Похожие работы
Просмотров: 691
Комментариев: 17
Оценило: 4 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Выбранные посадки по ГОСТ 25347-82 ( СТ СЭВ144-88)
Наименование средств измерений, модель
шагомер для основного и окружного шага ШМ-1
контактно-обкаточное приспособление универсальное 5710
А 1
=45 А 2
=100 А 3
=30 А 4
=128 А 5
=45 А 6
=400
А 1
=45 А 2
=100 А 3
=30 А 4
=128 А 5
=45 А 6
=400
Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Расчет подшипников качения для червячной передачи
Реферат: Порядок формирования Совета Федерации Федерального Собрания Российской Федерации
Топик: Dada
Минусы Интернета Сочинение
Три Богатыря Сказка Сочинение
Реферат: Scarlet Letter Essay Research Paper The Irony
Реферат: Лицарство 2
Планета Земной Группы Реферат
Реферат: Семья в Риме VII-начала VI в. до н.э.
Договор Общие Положения Курсовая
Реферат: Мировая общественная мысль о народонаселении
Сочинение На Немецком Моя Идеальная Комната
Курсовая Работа На Тему Роль Налоговой Системы
Дипломная работа: Исследование особенностей налогообложения в сфере малого бизнеса и путей его совершенствования
Реферат: Этапы разработки производственной программы предприятия
Контрольная работа по теме Обеспечительные меры. Судебный акт
Общелогические и научные методы познания.
Реферат: Металлические конструкции балочной площадки
Курсовая работа по теме 9-этажная рядовая жилая блок-секция
Тема Агрессия И Альтруизм Две Противоположности Эссе
Взрывы Реферат
Реферат: Аналіз роботи Е.Гуссерля «Криза європейського людства і філософія»
Реферат: Южная Корея
Реферат: Аксаков Сергей Тимофеевич