Взаимозаменяемость 2009. Взаимозаменяемость
 Скачать 2.22 Mb.
|
|
Рисунок 82. Схема расположения полей допуска Не 2 S m i n = 6 0 6 0 146 14) Устанавливаем критическую толщину смазки при коэффициенте надежности К ж =2: мкм h h k кр ж 15 min = = ⋅ мкм мкм h кр 5 , 7 Из исходных данных выбираем требования к шероховатости вала мкм, отв = 0,32 мкм, допуски конусности: мкм IT k k вала отв 5 , 11 4 46 8 4 Таким образом, критическая толщина масляного слоя будет составлять следующую величину мкм k k R R H отв вала отв z вала z кр 39 , 6 4 5 11 5 11 32 , 0 32 , 0 Схема расположения полей допусков показана на рис. 82. 14.2. Расчет и выбор посадки с натягом Необходимо подобрать посадку в соединении червячного колеса и вала (см. рис. 83). Исходные данные номинальный диаметр D=100 мм диаметр осевого отверстия d 1 =45 мм диаметр втулки d 2 =240 мм длина соединения L=148 мм способ сборки – под прессом рабочая температура t р= 50˚С; вращающий момент M вр =750 Нм крутящий момент кр Нм осевое усилие P ос =2кН; материал вала ст материал втулки ст40Х; шероховатость поверхности вала/отверстия R z – 6,3/10 мкм. Решение 1) Вычисляем эксплуатационное давление, зависящее от вида нагружения. При одновременном нагружении осевой силой и крутящим моментом вычисляем по формуле Па f L D p D M P ос кр Э 6 2 3 2 2 2 10 54 , 0 08 , 0 148 , 0 1 , 0 14 , 3 ) 10 2 ( 1 0 1 2 2 ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ + ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ + ⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ = π , где 08 , 0 = f - коэффициент трения при сборке под прессом. 2) Вычисляем характер деформирования, вызываемого давлением 3 8 6 10 5 , 1 10 6 , 3 10 54 , 0 − ⋅ = ⋅ ⋅ = Па Па P ТВ Э σ 147 4 8 6 10 9 10 0 , 6 10 54 , 0 − ⋅ = ⋅ ⋅ = Па Па P ТА Э σ , где Па ТВ 8 10 6 , 3 ⋅ = σ - предел текучести ст, Па ТА 8 10 0 , 6 ⋅ = σ - предел текучести ст40Х (по табл. Эскиз соединения с натягом показан на рис. 83. Рисунок 83. Эскиз соединения с натягом Определяем по рис. 1.5 [1,2], что деформация охватываемой и охватывающей деталей находятся в упругой зоне при 45 , 0 1 , 0 045 , 0 1 = = D d и 42 , 0 24 , 0 1 , 0 2 = = d D 3) Вычислим наибольшее допускаемое удельное давление, исходя из условия обеспечения отсутствия пластичных деформаций на контактных поверхностях ( ) ( ) Па d D P ТА доп 8 2 8 2 2 10 9 , 2 42 , 0 1 10 0 , 6 58 , 0 1 58 , 0 ⋅ = − ⋅ ⋅ = ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ ⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ − ⋅ ⋅ = σ - для втулки, ( ) ( ) Па d D P ТВ доп 8 2 8 2 1 10 67 , 1 45 , 0 1 10 6 , 3 58 , 0 1 58 , 0 ⋅ = − ⋅ ⋅ = ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ ⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ − ⋅ ⋅ = σ - для вала. Для обеспечения прочности обеих деталей выбираем меньшее из двух значений доп 8 Па. Вычислим предельные значения натягов: ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ + ⋅ ⋅ = B B A A Э расч E C E C D P N min ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ + ⋅ ⋅ = B B A A доп доп E C E C D P N max Здесь коэффициенты С А – коэффициент для отверстия (втулки) и СВ - коэффициент для вала вычисляются как d 2 = 2 4 0 D = 1 0 0 d 1 = 4 5 1 4 8 148 A A d D d D C μ + ⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ − ⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ + = 2 2 2 2 1 1 ; B B D d D d C μ − ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ − ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + = 2 1 2 1 1 Для выбранных материалов втулки и вала коэффициенты Пуассона А = В = 0,3, модули упругости материалов Е А = 2,1·10 11 Па, Е В = 2,2·10 11 Па (по табл. 1.10 [2]). Тогда ( ) ( ) 73 , 1 3 , 0 42 , 0 1 42 , 0 1 2 2 = + − + = A C ; ( ) ( ) 21 , 1 3 , 0 45 , 0 1 45 , 0 1 2 2 = − − + = B C мкм м N расч 74 , 0 10 74 , 0 10 2 , 2 21 , 1 10 1 , 2 73 , 1 1 , 0 10 54 , 0 6 11 11 6 min = ⋅ = ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ ⋅ + ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = − 5) Вычислим поправки к расч N min и доп N max Вычислим компенсацию натяга вследствие отклонения рабочей температуры от нормальной и разности коэффициентов линейного расширения материалов сопрягаемых деталей. При нагреве компенсация вычисляется по формуле ) ( ) ( В А н р t t t D N α α − ⋅ − ⋅ = + , где t н =20˚С – нормальная температура, АСА С – коэффициенты линейного расширения (табл. 1.10 [2]), мкм 10 6 ) 10 10 10 12 ( ) 20 50 ( 1 0 6 На величину N t+ нужно увеличить расч N min , чтобы компенсировать его уменьшение от температурных деформаций при нагреве соединения в процессе его эксплуатации. Вычислим компенсацию изменений натяга из-за смятия и среза неровностей поверхностей сопрягаемых деталей Так как детали выполнены из стали, примем K A =K B =0.1 (по табл. 1.11) [2]. Тогда мкм 1 , 0 10 1 , 0 ( 2 = ⋅ + ⋅ ⋅ = 6) Рассчитываем предельные значения натягов с учетом компенсаций мкм N N N R доп 215 3 , 3 212 max max = + = + = мкм N N N N t R расч 10 0 , 6 3 , 3 7 , 0 min min = + + = + + = + 7) По рассчитанным предельным значениям натягов подбираем посадку по ГОСТ 25347-82 так, чтобы N min ≤N min табл и N max≥ N max табл мкм N зад 215 max = мкм N зад 10 min = мкм N N TN зад зад зад 205 10 215 min Вычислим единицу допуска мкм 100 01 , 0 100 45 , 0 01 , 0 45 , 0 Так как номинальные диаметры отверстия и вала одинаковы, то мкм i i вала отв 09 , 3 = = Вычисляем количество единиц допуска 212 10 12 2, 10 2 , 2 21 1, 10 1 2, 73 1, 1 0, 10 67 , 1 4 11 11 8 max мкм м N доп ⋅ ⋅ ⋅ = − 149 2 , 33 18 , 6 205 = = + = вала отв зад расч i i TN α Выбираем α=40, учитывая, что α расч. < α, то принимаем 9 квалитет для отверстия и 8 квалитет для вала. В системе отверстия поле допуска отверстия Н, поэтому EI = 0, ES = +87 мкм. Выбираем поле допуска вала по 8 квалитету так, чтобы ei > ES +N min = 87 + 10 = 97 мкм и es < EI + N max = 0 + 215 = 215 мкм. Таким полем допуска является u8 с ei = +124 мкм и es = +178 мкм. Выбрана посадка Ø ( ) ( ) 178 , 0 124 , 0 087 0 8 9 100 + + + u Н Схема расположения полей допусков показана на рис. 84. Рисунок 84. Схема расположения полей допуска Запас прочности соединения мкм N N табл ПС 27 10 37 min min = − = − = Δ , а запас прочности соединяемых деталей, гарантирующий их неразрушение при сборке соединения мкм N N табл НС 37 178 215 max max = − = − = Δ H 9 u 8 + 1 7 8 + 1 2 4 + 8 7 0 0 пс нс табл табл 150 14.3. Расчет и выбор посадки колец подшипников качения Исходные данные основное условное обозначение подшипника 1306; класс точности – 0; вращается наружное кольцо диаметр осевого отверстия в вале d отв = 15 мм наружный диаметр корпуса корп = 200 мм радиальная нагрузка R = 10 кН; осевая нагрузка A = 2 кН; характер нагрузки – нагрузка с сильными ударами и кратковременными перегрузками до 300% от номинальной нагрузки, направление нагрузок постоянно. По табл. 2.7 влит для двухрядного подшипника 1306 номинальные значения присоединительных размеров внутренний диаметр внутреннего кольца d = 30 мм, наружный диаметр наружного кольца D = 72 мм, ширина колец B = 19 мм, радиус закругления или ширина фаски кольца r = 2 мм угол контакта тел качения с дорожкой качения наружного кольца α=10˚. Так как направление нагрузок постоянно, то внутреннее кольцо (при невращающемся вале) испытывает местное нагружение, а наружное (при вращающемся корпусе) – циркуляционное нагружение. При местном нагружении внутреннего кольца подшипника класса 0 выбираем основное отклонение h (табл. 2.2) [2] и ой квалитет, получим посадку Ø ) ( 6 ) ( 0 30 013 , 0 Для выбора посадки наружного кольца во вращающемся корпусе предварительно вычислим интенсивность радиальной нагрузки на посадочную поверхность н, где мм 2 2 19 2 = ⋅ − = − = - рабочая ширина посадочного места, н динамический коэффициент, зависящий от характера нагрузки табл. 2.4 [2]), F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (по табл. 2.5) [ ] (т.к. 4 , 2 30 72 ; 36 , 0 200 корп, А =2 – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения в двухрядных подшипниках или между сдвоенными однорядными подшипниками при действии на них дополнительной осевой нагрузки. (т.к. 16 , 1 10 10 10 2 4 А) (табл. 2.3 [2]). Тогда мм Н P R / 1440 2 1 8 , 1 15 10 10 Отсюда согласно табл. 2.6 [2] рекомендуемое основное отклонение сопрягаемого с наружным кольцо отверстия корпуса Р и квалитет 7 (т.к. класс точности подшипника – 0). Получаем посадку Ø ( ) ( ) 013 0 021 , 0 051 0 0 Р) Строим схемы расположения полей допусков Ø ) ( 6 ) ( 0 30 013 , 0 010 , 0 − − h L и Ø ( ) ( ) 013 0 021 , 0 051 0 0 Р Рисунок 85. Схема расположения полей допусков 14.4. Расчет размерной цепи червячного редуктора методом регулировки Исходные данные из табл. П [2]: P 1 2 8 75 IT ± P 2 компенсатор) 2 P 3 2 11 7 IT ± P 4 (номер подшипника) 36212 P 5 23h12 P 6 2 12 класс точности подшипника 0 кол-во заходов червяка, z 1 1 количество зубьев червячного колеса, z 2 100 обозначение точности червячного колеса 7-6-8-G модуль червячного колеса m мм мм 126 ) 100 1 ( 5 2 2 1 ) ( 2 1 2 1 = + ⋅ ⋅ = + ⋅ ⋅ = ω - межосевое расстояние для червячной передачи L 0 h 6 i 0 P 7 - 1 3 - 2 1 - 5 1 - 1 3 - 1 0 3 0 7 2 152 1) Для подшипника 36212 по табл. 2.7. [2] находим Р = В = 22 мм. Определим номинальное значение Р Р = Р + Р – Р – Р – Р – Р = 75 + 2 – 7 – 22 – 23 – 25 = 0 2) Определяем предельное смещение средней плоскости колеса f x (степень точности червячного колеса – 8 – третья цифра, межосевое расстояние 126,25 мм) (табл. 3.8) мкм f x 71 ± = Тогда для замыкающего звена мм мкм esP 071 , 0 71 + = + = ∑ мм мкм eiP 071 , 0 мкм) Построение размерной цепи Рисунок 86. Схема размерной цепи Из схемы видно, что размеры P 1 , P 2 - увеличивающие, а P 3 , P 4 , P 5 , P 6 - уменьшающие. 4) Выбираем допуски на составляющие звенья, не являющиеся компенсаторами, результаты записываем в табл. P 1 : мкм 1 + = , мкм 1 − = , мкм 1 = P 3 : мкм 3 + = , мкм 3 − = , мкм 1 = P 5 : 0 5 = esP , мкм eiР 210 5 − = , мкм 5 = P 6 : мкм 6 + = , мкм 6 − = , мкм Допуски отклонение на звено P 4 назначается, исходя из требований стандартов на подшипник. В, TP 4 =TB=120 мкм, es P 4 =0, eiP 4 = -120 мкм. Р 1 Р 2 = КР Р 4 Р 5 Р 6 Р ∑ 153 Таблица 14.1 Звено Характер звена Номинальный размер, мм Квалитет Вид звена Допуск, мкм ei A i , мкм es A i , мкм P 1 Увелич. 75 8 Вал 46 -23 +23 P 2 Увелич. 2 Вал P 3 Уменьш. 7 11 Ни вал, ни отверстие -45 +45 P 4 Уменьш. 22 - Вал 120 - 120 0 P 5 Уменьш. 23 12 Вал 210 - 210 0 P 6 Уменьш. 25 12 Ни вал, ни отверстие - 105 +105 P ∑ Замык. 0 5) Расчет номинального размера, допуска и предельных отклонений компенсатора K (P 2 ). мм. Так как компенсатор – увеличивающее звено, то мкм 210 45 105 ( ) 23 ( 71 − = − − − − + − = ∑ + ∑ − = ∑ s мкм 0 45 105 ( ) 23 ( 71 = + + + + − − − = ∑ + ∑ − = ∑ s Допуск на размер компенсатора вычисляем по формуле мкм 142 ) 210 120 210 90 Контроль мкм) Рассчитываем количество и толщину сменных прокладок пост S пост ≤2мм + (-0,432) = 1,568 мм, Принимаем пост = 1,57 мм. Вычисляем количество сменных прокладок n из условия 5 1 142 534 Вычисляем толщину сменных прокладок мкм 5 534 = = = ≈107 мкм Проверяем, перекрывает ли диапазон компенсатора весь диапазон регулирования пост + n·S ≥ K max = K + esK 1,57 + 5·0,107 ≥ 2 + 0,102 2,105 ≥ 2,102 7) Строим схему расположения полей допусков компенсатора Рисунок 87. Схема расположения полей допусков компенсатора 14.5. Расчет размерной цепи конического редуктора методом регулировки Исходные данные C 1 50h15 C 2 номер подшипника) 36210 C 3 2 14 102 IT ± C 4 2 10 20 IT ± C k компенсатор) 2 C 5 2 8 класс точности подшипника 0 количество зубьев червячного колеса, z 2 22 половина угла делительного корпуса, δ 29˚45` ширина зубчатого венца, b 20 мм обозначение точности червячного колеса С внешний окружной модуль зубчатого колеса, m te 2 мм Номинальные размеры и вид обработки звеньев представляем в таблице 14.2: Название звена Обозначение Номинальное значение/номинальный размер. Точность, способ получения Зубчатое колесо С 50 мм Шлифование, точность зубчатого колеса 7 Подшипник СВ №36210 Класс точности 0 Стакан-глубина С 102 Точение Стакан-глубина С 20 Шлифование под подшипник Корпус С 150 Расточка корпуса на обрабатывающем центре 1) Построение размерной цепи. Выявление замыкающего звена. Поле допуска Задача размерной цепи – обеспечить допускаемое смещение вершины делительного конуса зубчатого колеса, относительно оси парного колеса. Поэтому замыкающим звеном будет расстояние от вершины делительного конуса зубчатого колеса до оси парного колеса f CMZi , называемое осевым смещением зубчатого колеса. Эта величина нормативная и определяется нормами точности (плавности) конического колеса. Определяем допуск параметра Внешнее конусное расстояние мм 29 sin( 2 22 Коэффициент ширины зубчатого венца 456 , 0 87 43 20 Среднее конусное расстояние мм 20 5 , 0 87 , 47 Нормальный модуль m n =m te ·(1-0,5·K be )·cos(β m )=2·(1-0,5·0,456)·1=1,544. Угол наклона линии зуба β m для прямозубых колес равен нулю. По табл. 3.6 [2] для m n =1,544, мм, δ=29˚45` и степени точности по нормам плавности 7 находим f AM =±17 мкм Определим номинальное значение С С = С + С к + С – С С – С = 150 + 2 + 20 – 102 – 20 – 50 = 0. Таким образом для замыкающего звена С = 0 мм мкм eiC 017 , 0 17 − = − = ∑ мм мкм esC 017 , 0 17 + = + = ∑ мм мкм TC 034 , 0 Исходя из рис. 88, с учетом замыкающего звена, получим следующую схему Рисунок 88. Схема размерной цепи Из схемы на рис. 88 видно, что размеры C k , C 5 , C 4 - увеличивающие размеры, а C 3 , C 2 , C 1 - уменьшающие размеры. С к С 5 С 3 С 4 С 2 С 1 С ∑ Допуски отклонение на звено С назначаем, исходя из требований стандартов на подшипник качения 36210, для размера В находим C 2 = В = 20, TC 2 = TB = 120 мкм, esC 1 = 0, eiC 2 = -120 мкм. Заполняем таблицу 14.3: Звено Характер звена Номинальный размер, мм Квали- тет Вид звена Допуск, мкм ei A i , мкм es A i , мкм C 1 Уменьш. 50 15 Вал 1000 -1000 0 C 2 Уменьш. 20 - Вал 120 -120 0 C 3 Уменьш. 102 14 Ни вал, ни отверстие -435 +435 C 4 Увелич. 20 10 Ни вал, ни отверстие -42 +42 C 5 Увелич. 150 8 Ни вал, ни отверстие -31 +31 C К Увелич. 2 Вал C ∑ Замык. 0 - 34 -17 +17 2) Расчет номинального размера, допуска и предельных отклонений компенсатора Номинальный размер прокладки C k вычисляем из условия замыкания размерной цепи мм 20 150 102 20 50 0 = − − + + + = ∑ + ∑ − = ∑ s Так как компенсатор – увеличивающее звено,то: мкм 120 1000 ( ) 31 42 ( 17 − = − − − + + + − = ∑ + ∑ − = ∑ s мкм 0 0 ( ) 31 42 ( 17 = + + + − − − − = ∑ + ∑ − = ∑ s Допуск на размер компенсатора мкм 34 62 87 870 120 Контроль мкм) Расчет количества градаций и шага между соседними размерами компенсатора 63 9 , 62 1 34 2105 мкм 63 2105 = = = δ , примем δ = 34 мкм = 0,034 мм. 4) Выбор метода регулировки. Для регулировки используем метод с прокладками равной толщины – 63 равных по толщине прокладок, их несложно выполнить из листа заданной толщины. 5) Определение параметров регулировочных прокладок. Толщина постоянной прокладки пост min C k min =C k + eiC k = 2 + (-1611) = 0,389 мм = 389 мкм Выбираем пост = 0.4 мм 6) Контроль При установке полного комплекта прокладок пост + n·δ = 0,4 + 63·0,034 = 2,542 С другой стороны C k max = C k +esC k =2+0,491=2,491 Так как пост + n δ > C k max , то выбранный комплект прокладок обеспечивает регулировки в заданном диапазоне. 7) Схема расположения полей допусков компенсатора приведена на рис. 89. Рисунок 89. Схема расположения полей допусков компенсатора Расчет завершен. |