Выбор деталей для коробки скоростей - Производство и технологии курсовая работа
Главная
Производство и технологии
Выбор деталей для коробки скоростей
Расчет посадок подшипника на вал, определение размеров упорной и уплотнительной втулок. Вычисление диаметра шкива, виды и функции шпонок. Метод расчета предельных отклонений звеньев размерной цепи. Обоснование точности и шероховатости выбранных деталей.
посмотреть текст работы
скачать работу можно здесь
полная информация о работе
весь список подобных работ
Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
4. Обоснование точности, шероховатости и требований по анализируемым деталям
Коробка скоростей - механизм, для передачи вращения от двигателя, через ременную передачу и связанных с ней устройств (шестерни на валу) к рабочей машине.
Шкив закреплен консольно на конце вала концевой шайбой и болтом. Вращение на вал передается через ременную передачу с помощью шкива через шпоночное соединение. Вал опирается на шариковые подшипники качения, размещенные в гнездах корпуса. Зазоры в соединениях регулируются набором прокладок.
Сквозная крышка имеет уплотнение (сальник) против возможного вытекания масла.
Размеры прямобочного шлицевого соединения d8x46x50=; 0,07с<р?0,15С. Индивидуальное задание - чертеж 2 детали (вал).
2. Краткая характеристика особенностей функционирования деталей. В качестве сборочного чертежа дана ременная передача, на валу которой установлен шкив. Вал монтируется на двух опорах, расположенных в специальных приливах корпуса. Перемещение вала вдоль оси предотвращается подшипниками, зажатыми в корпусе крышками. Вращение на вал передается зубчатой передачей - шестерней.
Подшипники качения работают преимущественно при трении качения и состоят из двух колец, тел качения и сепаратора, отделяющего тела качения друг от друга, удерживающего на равном расстоянии и направляющего их движение. Подшипники разных типов отличаются величиной и направлением воспринимаемой нагрузки, а так же формой.
- двухрядные радиально - упорные подшипники;
- радиально - упорные конические роликоподшипники;
- шариковые двухрядные сферические подшипники;
- шариковые двухрядные сферические подшипники;
Для нашей коробки передач мы выбираем шариковые радиально - упорные однорядные подшипники лёгкой серии №36205К6 по ГОСТ 831-75 , т.к. вал испытывает радиальные и осевые нагрузки.
Диаметр шлицов , уменьшим этот диаметр до ближайшего стандартного диаметра под подшипники.
Внутренним кольцом подшипник установлен на валу, это кольцо вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение, так как по условию 0,07с<р?0,15С, то выбираем поле допуска отверстия k6 - . Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению, поэтому выбираем поле допуска отверстия Н7 - .
Отклонения отверстия: ES = 0 EI = - 0.012
Отклонения вала: es = 0.018 ei = 0.002
Наибольший натяг: N max = es - EI = 0,018 - (- 0,012) = 0,03
Наименьший натяг: N min = ei - Es = 0.002 - 0 =0.002
Допуск отверстия: TD = ES - EI = 0 - (- 0.012) = 0.012
Допуск вала: Td = es - ei = 0.018 - 0.002 = 0.016
Допуск посадки: TN = TD + Td = 0.012 + 0.016 = 0.028
Рассчитаем среднее квадратическое отклонение натяга (зазора):
Вероятность натяга и зазора определяется по формулам:
Размещено на http://www.allbest.ru/
Расчет посадок подшипника в корпус:
Отклонения отверстия: ES = 0.035 EI = 0
Отклонения вала: es = 0 ei = - 0.015
Наибольший зазор: S max = ES - ei = 0.035+ 0.015 = 0.05
Наименьший зазор: S min = EI - es = 0
Допуск отверстия: TD = ES - EI = 0.035 - 0 = 0.035
Допуск вала: Td = es - ei = 0 + 0.015 = 0.015
Допуск посадки: TS = TD + Td = 0.035 + 0.015 = 0.05
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размеры упорной втулки, выберем эмпирическим путём, опираясь на диаметр вала .
Втулка А 4 5/ 6 0 x 10 ГОСТ 11371-78
d = 45 мм, D = 60 мм, В = 10 мм, r = 2 мм
Размеры уплотнительной втулки определим относительно диаметра вала.
Втулка А 4 5/ 55 x 30 ГОСТ 24833-81 .
Поля допусков отверстия уплотнительной втулки и упорной втулки заданы в связи с установкой соседних деталей (подшипников). Эти детали базируются по торцам смежных деталей.
При установке упорной втулки на всей длине посадочного участка вала сохраняем поле допуска k6, как это требуется для установки подшипника. Это упрощает шлифование поверхности вала и не увеличивает номенклатуру режущего и измерительного инструмента, тогда поле допуска отверстия назначают по D11.
Посадка втулок Ш 4 5 D 11 ( ) / k 6 ( ) .
Отклонение отверстия: ЕS = 0,240 мм, EI = 0,080 мм
Отклонение вала: es = 0,018 мм, ei = 0,002 мм
Наибольший зазор: S max = ЕS - ei = 0,240 - 0,002 = 0,238 мм
Наименьший зазор: S min = EI - es= 0,080 - 0,018 = 0,062 мм
Допуск отверстия: TD = ES - EI = 0,240 - 0,080 = 0,160 мм
Допуск вала: Td = es - ei = 0,018 - 0,002 = 0,016 мм
Допуск посадки: TS = TD+Td = 0,160 + 0,016 = 0,176 мм
Размещено на http://www.allbest.ru/
Торцевые крышки предназначены для герметизации подшипников качения, осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок. Крышки изготовляются из чугуна марки СЧ21 или стали Ст. 3. Различают крышки привертные и закладные.
Привертные крышки бывают глухие и с отверстием для выходного конца вала.
Форма крышек зависит от конструкции опоры вала. Чаще всего торец вала выступает за пределы подшипников, поэтому наружная поверхность крышки плоская или выступает.
Глухую крышку выбираем по внешнему диаметру подшипника.
D=85 мм, D 1 =100 мм, D 2 =120 мм, D 3 =72 мм, Н 2 =26 мм, Н=12 мм, d 1 =15 мм, d 2 =20мм, s=6 мм, b=4 мм, h 1 = 8 мм.
Крышку торцовую с канавкой для уплотнительного кольца выбираем по внешнему диаметру уплотнительной втулки d=55 мм. D=85 мм, D 1 =100 мм, D 2 =120 мм, D 3 =72 мм, D 4 =56 мм, H=18 мм, В=11 мм. Крышка 1- 5 5 ГОСТ 11641-73.
Отклонения отверстия: ES = 0.03 EI = 0
Отклонения вала: es = 0 ei = - 0.046
Наибольший зазор: S max = ES - ei =0.03+0.046 = 0.076
Наименьший зазор: S min = EI - es = 0 - 0 = 0
Допуск отверстия: TD = ES - EI = 0.03 - 0 = 0.03
Допуск вала: Td = es -ei =0 + 0.046 = 0.046
Допуск посадки: TS = TD + Td = 0.03+0.046 = 0.076
Среднее квадратическое отклонение для посадки :
Вероятность натяга и зазора определяется по формулам:
Размещено на http://www.allbest.ru/
В соответствии с заданием выбираем шкив типа 3 монолитный с односторонней выточкой.
Сечение ремня Z, следовательно, расчетный диаметр меньшего шкива - 63 мм. Ширину шкива вычисляют по формуле:
где n - число ремней в передаче (n=3), e = 12, f = 8.0
Наружный диаметр шкива вычисляют по формуле:
Для посадки шкива на вал используется призматическая шпонка N9/h9. d e =185 мм, d p =180 мм, M=40 мм.
Шкив 3 Z 3.180.22 СЧ 20 ГОСТ 20889-88
Движение на зубчатое колесо от вала передается призматической шпонкой, соединяющей вал со шкивом, передающим крутящий момент.
Шпоночные соединения бывают призматические, сегментные и клиновые. Все шпоночные соединения подразделяются на два типа: ненапряженные с призматическими и сегментными шпонками и напряженные с клиновыми шпонками.
Чаще всего применяется группа ненапряженных призматических и сегментных шпоночных соединений (зубчатые колеса, эксцентрики и подобные детали на валах). Использование призматических шпонок дает возможность более точно центрировать элементы и получать как неподвижные (в случае применения обыкновенных призматических шпонок), так и скользящие соединения (при использовании направляющих шпонок с креплением на валу). Соединение с сегментной шпонкой применяют для образования только неподвижных соединений. Соединения с клиновыми шпонками применяются реже, так как они недопустимы при высоких требованиях к соосности соединяемых деталей, смещая их геометрические оси на размер посадочного зазора. Применяются эти соединения в тех случаях, когда подобные смещения осей не имеют существенного значения.
Изготавливаются призматические шпонки по ГОСТ 23360-78.
Для призматических шпонок предусмотрены три соединения:
Выбираем размеры шпонки в соответствии с диаметром вала d = 42 мм, , l = 28 мм.
Выбираем номинальное соединение с полем допуска ширины паза на валу - , полем допуска ширины шпонки -
Отклонения отверстия: ES = 0 EI = - 0.043
Отклонения вала: es = 0 ei = - 0.043
Наибольший зазор: S max = ES - ei = 0 + 0.043 = 0.043
Наибольший натяг: N max = es - EI = 0 + 0.043 = 0.043
Допуск отверстия: TD = ES - EI = 0.043
Допуск посадки: TN = TD + Td = 0.043 + 0.043 = 0.086
Рассчитаем среднее квадратическое отклонение натяга (зазора):
Вероятность натяга и зазора определяется по формулам:
Размещено на http://www.allbest.ru/
Для крепления крышек выбираем болты с шестигранной головкой исп. 1 ГОСТ 7805-70 d = 16 мм, l = 35 мм. Болт М1 6 -6 g x 35 .58 ( S 24 ) ГОСТ7805-70 и увеличенные шайбы ГОСТ 6958-78 d = 16 мм, d 1 = 17 мм, d 2 = 50 мм, s = 3 мм. Шайба А1 6 ГОСТ 6958-78.
С левой стороны к валу крепится шкив посредством навинчивания на резьбу, выточенную на валу, шестигранной гайки класса точности В исп. 1 ГОСТ 5915-70 d = 16 мм, e = 26,2 мм, m = 13 мм, s=24 мм. Гайка М 1 6 - 6Н.5 ( S 1 9 ) ГОСТ 5915-70.
Отклонения отверстия: ES = 0.011 EI = 0
Отклонения вала: es = - 0.006 ei = - 0.017
Наибольший зазор: S max = ES - ei = 0.011 + 0.017 = 0.028
Наименьший зазор: S min = EI - es = 0 + 0.006 = 0.006
Допуск отверстия: TD = ES - EI = 0.011
Допуск вала: Td = es - ei = - 0.006 + 0.017 = 0.011
Допуск посадки: TS = TD + Td = 0.011 + 0.011 = 0.022
Размещено на http://www.allbest.ru/
По условию задано центрирование по внутреннему диаметру d=46 мм. Такое центрирование используют, когда шлицевой вал имеет большую длину и после термообработки возможно искривление. Шлицевая втулка подвергается термообработке до твердости свыше 40HRC. Центрирование по внутреннему диаметру используют в подвижных шлицевых соединениях.
При указанных полях допусков нецентрирующих диаметров создаются значительные зазоры, обеспечивающие сопряжения только по посадочным поверхностям и облегчающие сборку шлицевого соединения. Определим параметры посадок для шлицевого соединения:
- по d=Ш36(Н7/f7) S d max = d Вт max - d В min = 46,025 - 45,950 = 0,075 мм
- по D=Ш40(Н12/а11) S D max = D Вт max - D В min = 50,250 - 49,520 = 0,73 мм
- по b=Ш8(D9/h9) S b max = b Вт max - b В min = 9,076 - 8,964 = 0,112 мм
- по d=Ш36(Н7/f7) S d min = d Вт min - d В max = 46 - 45,975 = 0,025 мм
- по D=Ш40(Н12/а11) S D min = D Вт min - D В max = 50 - 49,680 = 0,32 мм
- по b=Ш8(D9/h9) S b min = b Вт min - b В max = 9,04 - 9 = 0,04 мм
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Чтобы обеспечить полную взаимозаменяемость, размерные цепи рассчитывают методом максимума-минимума , при котором допуск замыкающего размера определяют арифметическим сложением допусков составляющих размеров. Метод расчета на максимум-минимум, учитывающий только предельные отклонения звеньев размерной цепи и самые неблагоприятные их сочетания, обеспечивает заданную точность сборки без подгонки (подбора) деталей.
Способ допусков одного квалитета применяют, если все составляющие цепь размеры могут быть выполнены с допуском одного квалитета и допуски составляющих размеров зависят от их номинального значения.
Требуемый квалитет определяют следующим образом:
допуск составляющего размера ТА i = a i i i , где i - единица допуска (мкм), a - число единиц допуска, содержащееся в допуске данного размера.
По значению выбирают ближайший квалитет. Число единиц допуска в общем случае не равно какому-либо значению a , определяющему квалитет, поэтому выбирают ближайший квалитет. Найдя по ГОСТ 25346-92 или по ГОСТ25347-82 * допуски составляющих размеров, корректируют их значения, учитывая конструктивно-эксплуатационные требования и возможность применения процесса изготовления, экономическая точность которого близка к требуемой точности размеров.
Найдя допуски, определяют значения и знаки верхних и нижних отклонений составляющих размеров.
Номинальный размер А 1 был найден из зависимости:
Средняя точность размеров будет равна:
Найденное число единиц допуска лежит в пределах 40 (9 квалитет) и 64 (10 квалитет). Назначим 10 квалитет точности.
Предельные отклонения на составляющие звенья рекомендуется назначать на размеры, относящиеся к валам - по h, относящиеся к отверстиям - по Н, на остальные - .
На подшипники назначены свои предельные отклонения по .
Результаты поэтапных расчетов сведены в таблицу:
Возьмем за компенсирующее звено - звено А 8 .
Определим предельные отклонения звена А 8 :
Это говорит о правильности проведения исчислений.
4 . Обоснование точности, шероховатости и требований по анализируемым деталям
Вал - деталь машины, предназначенная для передачи крутящего момента и поддержания вращающихся вместе с ним других деталей. Некоторые валы не поддерживают вращающиеся детали (например, карданные, гибкие, торсионные). Простейшие валы имеют форму тел вращения.
По конструкции различают валы прямые, к оленчатые, гибкие и др.; по назначению - валы передач, несущие зубчатые колеса, шкивы, звездочки, и коренные валы машин, которые, кроме деталей передач, несут рабочие органы машин (колёса турбин, кривошипы и т.п.). Вал отбора мощности - механизм силовой передачи, при помощи которого часть мощности двигателя трактора, самоходного шасси и других машин передаётся для приведения в действие рабочих органов прицепных, навесных или стационарных орудий.
На чертежах валов задают сопряженные (длины шпоночных пазов), габаритные, цепочные и свободные размеры. Также на чертежах валов выноской в масштабе увеличения приводят форму и размеры канавок для выхода шлифовального круга, проточек для выхода резьбонарезного инструмента. На чертежах валов задают также глубину шпоночного паза - размер t 1.
На сопряженные размеры задают поля допусков в соответствии с посадками, показанными на чертеже коробки передач. На цепочные размеры задают поля допусков или предельные отклонения по рекомендациям. На свободные размеры задают предельные отклонения чаще всего среднего класса точности.
На ширину шпоночного паза приводят поля допу ска N9.
На чертежах валов, имеющих элементы шлицевых соединений, по ГОСТ 2.409-74 указывают длину l 1 зубьев полного профиля до сбега. Для обозначения шероховатости на боковых поверхностях показывают профиль одного зуба.
Вал в работающем узле вращается в подшипниках качения. Так как подшипники качения изготавливают с относительно высокой точностью, то погрешностями изготовления их деталей обычно пренебрегают. Поэтому рабочей осью вала является общая ось. Общая ось - прямая, проходящая через точки пересечения каждой из осей двух посадочных поверхностей для подшипников качения со средними поперечными сечениями этих поверхностей.
Вследствие неизбежных погрешностей общая ось не совпадает с осью вращения вала при его изготовлении.
· допуск цилиндричности посадочных поверхностей для подшипников качения задают, чтобы ограничить отклонения геометрической формы этих поверхностей и тем самым ограничить отклонения геометрической формы дорожек качения колец подшипников, ;
· допуск соосности посадочных поверхностей для подшипников качения относительно их общей оси задают, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения; подшипник радиально-упорный шариковый однорядный длиной В 1 =19 мм, допуск определяется как ;
· допуск соосности посадочной поверхности для зубчатого колеса задают, чтобы обеспечить нормы кинематической точности и нормы контакта зубчатых передач; при степени 8 кинематической точности передачи для зубчатого колеса - степень точности допуска соосности 7, при допуск равен Т=30 мкм
· допуск соосности посадочной поверхности для шкива назначают, чтобы снизить дисбаланс вала и шкива, ;
· допуск перпендикулярности базового торца вала задают, чтобы обеспечить выполнение норм контакта зубьев в передаче, Т=16 мкм;
· допуски симметричности и параллельности шпоночного паза задают для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакта поверхностей шпонки и вала, t шп =43 мкм для 9 квалитета точности, тогда , допуск симметричности .
Ra 0.8 - поверхность валов для соединения с натягом под подшипник, а также под шкив, боковая поверхность зуба на шлице;
Ra 1.6 - торцы заплечиков валов для базирования зубчатого колеса;
Ra 3.2 - поверхность шпоночного паза на вале;
Для контроля гладких цилиндрических изделий типа валов и втулок, особенно в крупносерийном и массовом производстве, широко применяют предельные гладкие калибры (ГОСТ 2216-84). Калибры для валов называются скобами, а для отверстий - пробками. Комплект калибров состоит из проходного и непроходного.
Годность деталей с допуском от IT6 до IT7, особенно при массовом и крупносерийном производствах, наиболее часто проверяют предельными калибрами. Комплект рабочих предельных калибров для контроля размеров гладких цилиндрических деталей состоит из проходного калибра ПР (им контролируют предельный размер, соответствующий максимуму материала проверяемого объекта) и непроходного калибра НЕ (им контролируют предельный размер, соответствующий минимуму материала проверяемого объекта).
Деталь считают годной, если проходной калибр (проходная сторона калибра) под действием собственного веса или усилия, примерно равного ему, проходит, а непроходной калибр (непроходная сторона) не проходит по контролируемой поверхности детали. В этом случае действительный размер детали находится между заданными предельными размерами.
Так как наименьший квалитет имеет вал, в месте посадки подшипника, необходимо спроектировать калибр - скобу для проверки посадочного размера под подшипник.
Расчет исполнительных размеров калибра-скобы для вала Ш45 . Рассчитаем проходную сторону, границу износа и непроходную сторону:
ПР = d + es - Z 1 = 45 + 0,018 - 0,0035 = 45,0145
ГИ = d + es - Y 1 = 45 + 0,018 - 0,003 = 45,015
где d - номинальный диаметр вала, es - верхнее отклонение вала, ei - нижнее отклонение вала, Z 1 - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного изделия, Y 1 - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия.
Принимаем значения по 6 квалитету точности: Z 1 =3,5 мкм, Y 1 = 3 мкм, Н 1 =H p =4 мкм.
Исполнительные размеры калибра-скобы:
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. - М., Машиностроение, 1979. - т. I.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. - М., Машиностроение, 1979. - т. II.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. - М., Машиностроение, 1979. - т. III.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М., Высшая школа, 1985.
5. Мягков В.Д. и другие. Допуски и посадки. Справочник. - Л. Машиностроение. 1982. - т. I.
6. Мягков В.Д. и другие. Допуски и посадки. Справочник. - Л. Машиностроение. 1982. - т. II.
Расчет посадок подшипников качения. Выбор степеней точности сопряжения зубчатой передачи и резьбового соединения. Определение допусков и предельных отклонений размеров, входящих в размерную цепь. Нормирование шероховатости поверхностей деталей узла. курсовая работа [1,1 M], добавлен 04.10.2011
Определение наибольших, наименьших предельных размеров и допусков размеров деталей, входящих в соединение. Характеристика формы и расположения поверхностей подшипника. Установление степени точности. Описание средств измерения шероховатости поверхностей. курсовая работа [394,9 K], добавлен 17.12.2014
Выбор посадок и параметров для типовых соединений. Обоснование класса точности подшипника, расчет предельных размеров деталей подшипникового узла. Требования к посадочным поверхностям вала и отверстиям в корпусе. Решение линейных размерных цепей. курсовая работа [1,9 M], добавлен 31.08.2013
Теоретический расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений коробки скоростей, подшипников скольжения. Расчет посадок с натягом. Выбор комплексов контроля параметров зубчатого колеса. Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости. курсовая работа [267,2 K], добавлен 23.06.2014
Выбор допусков размеров и посадок гладких соединений, допусков формы, норм шероховатости поверхности. Эскиз соединения. Определение номинального размера замыкающего звена и проверка полученных предельных отклонений размеров составляющих звеньев. контрольная работа [210,5 K], добавлен 05.04.2013
Расчет и выбор посадок гладких цилиндрических соединений. Метод аналогии, расчет посадки с натягом. Выбор допусков и посадок сложных соединений. Требования к точности размеров, формы, расположения и шероховатости поверхностей на рабочем чертеже. реферат [647,2 K], добавлен 22.04.2013
Выбор и обоснование выбора посадок, параметров шероховатости, допусков формы и размеров поверхностей, класса точности подшипника, предельное отклонение и определения вида нагружения колец редуктора. Расчет комбинированной посадки и размерной цепи. курсовая работа [1,7 M], добавлен 02.07.2014
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .
© 2000 — 2021
Выбор деталей для коробки скоростей курсовая работа. Производство и технологии.
Реферат по теме Игровые моменты и опорные конспекты на уроках истории
Сферы Проявления Межличностных Конфликтов Реферат
Реферат: Методические основы совершенствования системы управления персоналом 37 Модель информационных потоков в системе управления персоналом 37 Информационное обеспечение кадрового аудита 41
Доклад: Жан III д Альбре
Эссе На Тему Личность Ивана Грозного
Реферат На Тему Сущность
Легкое Дыхание Любовь Сочинение
Реферат: Infinity Essay Research Paper The concept of
Таможенный Представитель Реферат
Требования К Сочинению По Литературе 10 Класс
Сочинение На Тему Песня О Вещем Олеге
Статья: Особенности интерпретации данных газового каротажа при исследовании глубоких скважин
Курсовая работа: Экономика. Скачать бесплатно и без регистрации
Контрольная Работа По Математике Тригонометрические Функции Ответы
Контрольная Работа 6 Функции
Реферат: Финансовй контроль
Причины И Формы Возникновения Государства Реферат
Эссе Желание
Реферат: Налог акцизный
Сочинение По Картине Врубеля Богатырь
Системы образования в Азербайджане - Педагогика реферат
Анализ влияния плавания на физиологические функции дошкольников - Педагогика курсовая работа
Физическое воспитание дошкольников - Педагогика курсовая работа