Расчет червячного редуктора. Требования, предъявляемые к посадке с натягом. Выбор посадки шпоночного соединения

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО Сибирский государственный технологический университет

Механический факультет

Кафедра Технологии конструкционных материалов и машиностроения

КУРСОВАЯ РАБОТА

«РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА»

Руководитель:

__________

^{(подпись)}

_____________

^{(оценка, дата)}

Разработал:

Студент группы 93-1

__________

^{(подпись)}

_____________

^(дата)

Красноярск 2005

Задание.

А0 – Зазор между крышкой и подшипником;

А1 – ширина корпуса редуктора;

А2 – толщина прокладки;

А3, А9 – ширина бурта крышки;

А4, А8 – ширина подшипника;

А5 – длина шейки вала;

А6 – длина ступицы колеса;

А7 – длина распорной втулки;

Таблица 1. Исходные данные для расчета. Рисунок 5. Вариант 12.

Содержание.

Введение……………………………………………………………………...3

1. Анализ конструкции червячного редуктора…………………………….4

2. Расчет посадки с натягом…………………………….…………………..4

     2.1. Требования, предъявляемые к посадке с натягом…………………4

     2.2. Расчет посадки с натягом…………………………………………...4

     2.3. Расчет деформации сопрягаемых деталей…………………………7

     2.4. расчет усилия запрессовки деталей………………………………...8

3. Выбор посадки шпоночного соединения………………………………..8

4. Расчет и выбор посадок колец подшипника качения…………………..9

5. Расчет калибров………………………………………………………….10

     5.1. Расчет исполнительных размеров калибра - пробки………..…...10

     5.2. Расчет исполнительных размеров калибра - скобы……………...11

     5.3. Контрольные калибры……………………………………………..12

6. Анализ размерной цепи…………………………………………………12

Список литературы………………………………………………………...15

Введение.

Целью курсовой работы по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация» является закрепление и углубление знаний, полученных на лекциях, привитие практических навыков использования справочной и технической литературы, выполнение основных типов расчетов по техническим измерениям и взаимозаменяемости, которые часто встречаются в практической деятельности инженеров-механиков.

В расчетной работе необходимо решить следующие вопросы:

1) Выполнить анализ конструкции механизма;

2) рассчитать и выбрать по стандарту посадку с натягом для гладкого соединения, указанного в задании;

3) выбрать посадку для гладкого цилиндрического соединения и рассчитать рабочие и контрольные калибры для контроля деталей этого соединения;

4) рассчитать и выбрать посадки для подшипников качения;

5) выполнить анализ размерной цепи механизма:

6) выполнить графическую часть.

1. Анализ конструкции червячного редуктора.

Одноступенчатый редуктор общего назначения. Червяк установлен на подшипниках в корпусе. Корпус редуктора разъемный по подшипникам червячного колеса.

Червячное колесо сборное: бронзовый венец напрессован на чугунную ступицу. Корпус литой с разъемом по подшипникам выходного вала. Смазка червяка осуществляется окунанием в картерное масло, подшипника – разбрызгиванием.

2. Расчет посадки с натягом.

2.1. требования, предъявляемые к посадке с натягом.

Посадки с натягом в механизме и машинах применяют для соединения деталей и передачи крутящего момента. Прилагаемый к сопряжению крутящий момент должен передаваться деталям под воздействием натяга. При выборе посадки для конкретного мопряжения необходимо выдержать два условия:

1.  При наименьшем натяге должна обеспечиваться передача внешнего момента, осевой силы или их совместного действия.

2.  При наибольшем натяге выбранная посадка не должна разрушать сопрягаемые детали.

2.2.  Расчет посадки с натягом.

По заданию (пункт «а», рис. 5) на сопряжение действует крутящий момент.

Условия выбор спосадки:

N_min ≥ [N_min];

 (2.2.1)

N_max ≤ [N_max],

где [N_min], [N_max] – допустимые минимальный и максимальный натяги в сопряжении;

        N_min, N_max – минимальный и максимальный натяги выбранной посадки.

Величину наименьшего натяга N_min вычислим по формуле 2.8 [1] (при условии, что сопрягаемые поверхности идеально гладкие).

,                               (2.2.2)

где P_э  - удельное эксплуатационное давление по поверхности контакта, Н/м² (формула 2.11 [1]);

                                               (2.2.3)

где d – номинальный диаметр, м;

l – номинальная длина, м;

М_кр – крутящий момент, Н*м;

n = 1,5-2 – коэффициент запаса прочности соединения на возможные перегрузки и воздействие вибраций, принимаем n = 2;

f – коэффициент трения (приложение А2 [1]), f = 0,05.

E₁, E₂ – модули упругости материалов соединяемых деталей (приложение А1 [1]). Принимаем E₁ = 1∙10¹¹;

                                                  E₂ = 1∙10¹¹;

μ₁, μ₂ – коэффициенты Пуассона для металлов вала и отверстия (приложение А1 [1]). Принимаем μ₁ = 0,25;

                                                  μ₂ = 0,33.

По формуле 2.9 [1] определим коэффициенты Ляме С₁ и С₂:

С₁ = 1 – μ₁

(2.2.4)

С₁ = 1 – μ₁= 1 – 0,25= 0,75;

Вычисляем наименьший натяг N_min:

= 47 ∙ 10^-6 = 47 мкм

N^’_min= 47 мкм.

Определяем минимальный натяг [N_min], обеспечивающий передачу заданного крутящего момента ([1], формула 2.18):

[N_min] = N^’_min+ U + U_t + U_ц ,                                                                     (2.2.5)

где U = 2∙(K₁R₁ + K₂R₂) – поправка, учитывающая смятие неровностей поверхностей деталей при запрессовке;

K₁, K₂ – коэффициенты смятие неровностей (приложение А4, [1]), выбираем K₁ = 0,5;

          K₂ = 0,7;

R_Z1, R_Z2 – высота микронеровностей вала и отверстия (приложение А5, [1]), выбираем для d = 300 при точности изготовления вала по 6-у квалитету, а отверстия по 7-му квалитету: R_Z1 = 10 мкм;

                                              R_Z2 = 10 мкм;

U= 2∙ (0,5∙10 + 0,7∙10) = 24 мкм;

U_t – поправка на различные температурные условия при сборке и работе редуктора;

U_ц – поправка на деформацию деталей под действием центробежных сил;

U_t = 0, т.к. рабочая температура редуктора не более 100^оС;

U_ц = 0, т.к. рабочие скорости редуктора не более 10 – 15 м/с.

[N_min] = 47 + 24 = 71 мкм.

Определим максимально допустимый натяг [N_min] (формула 2.19 [1]):

[N_max] = N^’_max ∙ U_уд + U + U_t + U_ц ,                       (2.2.6)

где N^’_max – наибольший допустимый натяг для идеально гладких поверхностей деталей;

 U_уд – поправка на увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали, если длина ступицы 1<d, принимаем U_уд = 0,55.

Определим N^’_max по формуле 2.15 [1]:

                            (2.2.7)

[P_доп] = 0,58 ∙ σ_T2 ∙ [1- (d/d₂)²]                         (2.2.8)

где σ_T2 – 2,8 ∙ 10⁸ Па – предел текучести материалов детали (приложение А3 [1]).

[P_доп] = 0,58 ∙ 2,8 ∙ 10⁸ ∙ [1-(0,3/0,36)²] = 0,51 ∙ 10⁸ Па.

Определим N^’_max:

мм;

N^’_max = 990 мкм;

[N_max] = 990 ∙ 0,55 + 24 = 568,5 мкм.

Используя рекомендуемые посадки (ГОСТ 25346-89, приложение