Коробка скоростей фрезерного станка. Расчет и выбор посадки с натягом. Расчет исполнительных размеров калибров

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Тема: Коробка скоростей фрезерного станка

Таблица 1- Исходные данные для расчета

Примечание: 1. Узел работает с ударами, перегрузки до 300 % ; 2.Материал вала - сталь 45;

3.Материал отверстия - сталь 40-Х;

4. Шпонка призматическая, соединение плотное.

Исходные данные для расчета размерной цепи

А1 = 185d10; А2 = 1h8; A3 = А4 = 5f8; А5 = А6 = 18h8; А8 = 50h9; A9 = 5f9; A10 = 80h9; A11 =5Js12;

A0 (0,10-0,20)

СОДЕРЖАНИЕ

Анализ конструкции узла                                                                          3

1.  Расчет и выбор посадки с натягом                                                    4

2.  Расчет исполнительных размеров калибров                                     6

3.  Выбор посадок шпоночного соединения                                          7

4.  Выбор посадок подшипников качения                                             8

5.  Расчет размерной цепи                                                                      9 Список литературы                                                                                  11

АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ УЗЛА

Редуктор

Одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения. Смазка зубчатых колес осуществляется окунанием в картерное масло, а подшипников разбрызгиванием. Корпус редуктора разъемный.

1. Расчет и выбор посадки с натягом

При наибольшем натяге должна обеспечиваться прочность соединяемых деталей, т.е. наибольшее напряжение, возникающее в материале детали, не должно превышать допустимого значения.

1.1. Определить максимальное удельное давление [Рэпнп]

_т      .  -.            2*Мк*п                     2*150*2                     юо*1лбтт

ГРэтт]=   ----- ------- =-------------------------- =12,2*10 Па

xxd²xlxf3,14* ОДНО²* 0,080* 0,15

Р - осевое усилие, Н.

Мкр - крутящий момент, Нм. L, d - номинальный диаметр, м.

п = 2 коэффициент запаса прочности соединения на возможные перегрузки и воздействие вибраций f — коэффициент трения (прил. 2) [1]

1.2.    Определить   наименьший   расчетный   натяг  Nmin,   предварительно определив коэффициенты Ляме С1 и С2:

Cl =l+(dl/d)²/l- (dl/d)² - (il = 1-0.3=0,7

С2 = 1 +(d/d2)²/l-<d/d2)²+^2=l+(0.040/0.075)²/l-(0.040/0.075)²=l,3 д! и д2- коэффициенты Пуассона для металлов вала и отверстия (прил. 1)

[1]

(il= ц2= 0,3

Nmin = [Рэгшп] d f—+ —)=1²>²*1°⁶ *0.040*(--^_ + —^-) = 4,9 мкм ^L                       {ElE2J^V2*10ⁿ    2*10"

Рэ -удельное эксплуатационное давление по поверхности контакта, Па; d- номинальный диаметр соединения, м;

Е1 и Е2 - модули упругости материалов соединяемых деталей (прил.1)[1] Е1=2*10^иПа;Е2 = 2 *10^пПа;

1.3.   Определить минимальный натяг [Nmin], обеспечивающий передачу заданного крутящего момента и осевой силы:

[Nmin] = Nmin + U + Ut + Иц

Учитывая,   что   сборка   и   эксплуатация   осуществляется   с   небольшой разницей температур, примем поправки Ut и 11ц, равными 0. Поправку U определим из выражения: U = 2(KlRzl+K2Rz2) U = 8,15 мкм

Где   К1 = К2 = 0,25 (прил. 4); Rzl = 6,3 мкм; Rz2 = 10 мкм   (прил.5, при точности изготовления вала 7по квалитету, а отверстия по 8 квалитету) [1] [Nmin] = 4,9+8.15=13,1 мкм

1.4. Определить [Рдоп].

[Р1доп]= 0,58оТ1 [1- (dl/d)] = 0.58*3.6 *10 ⁸*1= 2 *10 ^& Па [Р2доп]=0,58аТ2 [1- (d/d2)]=0.58*6*10 ⁸ [1-(0.040/0.075)] = 3,5*10 ⁸ Па

Где Он =3,6 * 10 ⁸Па; От2 = 6*10 ⁸ Па (прил.3)[1]

1.5.  Определить Nmax.

Наибольший натяг в соединении, обеспечивающий его прочность, определяется на основе теории наибольших касательных напряжений. Условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности вала и втулки при наибольшем допустимом удельном контактном давлении Рдоп. При определении Nmax принимают, меньшее из двух значений [Рдоп].

Nmax = [Рдоп]с1 (cl/El+ с2/Е2) =3,5*10⁸ *0.040* (J*iL- ₊ _bl_)=l39,2 мкм

2*10      2*10

1.6.  Определим максимально допустимый натяг[№пах] с учетом поправок U и Иуд. Поправку иуд определяют по графику (рис. 2.9) [1]. находим иуд=1.

[Nmax]= Nmax иуд + U = 139,2* 1+8.15=147,3мкм

1.7.По стандарту ГОСТ 25347-82 (прил.22 - 23) [1] выберем посадку

0 40 Н8/х8;

Nmax =119 мкм        Nmin = 41 мкм

Nmax < [Nmax];       Nmin > [Nmin]

119мкм< 147,3мкм    41мкм> 13,1мкм

1.8.Определим усилие запрессовки по формуле:

Pn =m ртахя d 1,

Где fn = 0,06

Ртах =    ^Nmax~^u=ц9-8.15/0.040*(-⁽^_ТТ + -^_ТТ)=2,76 *10⁸Па; 1 с\     с2\^V2*10^1!    2*10ⁿ ^

а\ь

2.Расчет исполнительных размеров калибров

Расчет     исполнительных     размеров     рабочих      калибров      и контркалибров к ним для контроля деталей сопряжения 0 35H8/h8, т.к.   эта  посадка  подходит  к  данному   сопряжению   из  числа предпочтительных.

2.1 По ГОСТ 25347-82 определить предельные отклонения отверстия и вала и вычислить их предельные размеры!

а)  для отверстия 035Н8;

Dmax =D + ES =35+0,039= 35,039мм Dmin = D + El =35+0=35 мм б) для вала 0 35h8;

dmax = d + es=35+0 = 35 мм dmin = d + ei =35-0,039=34,961мм

2.2 По ГОСТ 24853-81 (прил.6) [1] определить данные для расчета исполнительных размеров калибров:

а) для отверстия 035Н8

Н = 4мкм; Z= 6 мкм;   Y= 5;(X⁼ 0J

б) для вала 0 35h8;

HI = 7 мкм; Z1 =6 мкм; Yl= 5 ; Oil— 0j Hp = 2,5мкм;

2.3 Пользуясь формулами приведенными в приложении 7 [1], вычислить исполнительные размеры калибров и контркалибров:

а) калибры (пробки) для отверстия 035Н8;

ПРтах = Dmin + Z+ Н/2 =35,0+0,006+0,002= 35,008 мм ПРтт = Dmin + Z - Н/2 =35,0+0,006-0,002= 35,004 мм ПРизн = Dmin - Y =34.995 мм Исполнительный размер калибра ПР 35,ОО8__о,оо4 мм HEmax = Dmax +H/2 =35.039+0.002= 35,041 мм НЕ min=Dmax - Н/2 =35.039-0.002= 35,037 мм Исполнительный размер калибра НЕ 35,О41._о.оо4 мм б) калибры (скобы) для вала 035h8;

ПРтт = dmax - Zl - Hl/2 =35-0.006-0.0035= 34,991 мм ПРтах = dmax -Zl +H1/2 =35-0.006+0.0035= 34,997 мм ПРизн = dmax + Y =3 4,995мм Исполнительный размер калибра ПР 34,991""'⁰⁰⁷ мм HEmin = dmin - Hl/2 =34.961-0.0035= 34,957 мм HEmax= dmin+ Hl/2 =34.961+0.0035= 34,964 мм Исполнительный размер калибра: НЕ 34,957⁺⁰'⁰⁰' мм в) контркалибры к скобам для вала 035h8:

К - ПРтах = dmax- Z1+ Нр/2=35-0.006+0.0025/2 = 34,995 мм

К - rTPmin = dmax - Zl - Hp/2 =35-0.006-0.0025/2- 34,993 мм Исполнительный размер калибра К - ПР 34,995._о,оо25 мм К - НЕтах = d min + Hp/2 =34.961+0.0025/2= 34,962 мм К - HEmin = dmin - Hp/2 =34.961-0.0025/2= 34,96 мм Исполнительный размер калибра: К- НЕ 34,962__о.оо25 мм К - Итах = dmax +Y1+ Нр/2 =35+0.005+0.0025/2= 34,008 мм К - И min = dmax +Y1 - Hp/2 =35+0.005-0.0025/2= 34,003 мм Исполнительный размер калибра: К - И 34,ОО8__о.оо25 мм

3.Выбор посадок шпоночного соединения

3.1    Определить   номинальные   размеры   элементов   шпоночного соединения по ГОСТ 23360 - 78 (прил. 8) [1].

Ширина шпонки в = 12 мм; Высота шпонки h = 8 мм; Глубина паза вала tl= 5 мм; Глубина паза втулки t2 = 3,3 мм.

3.2 Определить вид шпоночного соединения и посадку.

По табл.  3.1 [1]  выбираем посадки,  а по ГОСТ 25347  -82  [2] определяем допуски на размеры шпонки, паза вала и паза втулки: Ширина шпонки 12 h9 = 12 _о._О4зМм; Ширина паза вала12Ы9 =12 __о.о4змм; Ширина паза втулкиШ89 = 12 ^т. 0.0215мм.

3.3 Определить допуски несопрягаемых размеров по табл. 3.2 [1] и ГОСТ25347-82 [2]:

Высота шпонки 8 hi 1 = 8.0.090 ^мм; Глубина паза вала tl = 5   "^z мм; Глубина паза втулки t2= 3 .З^тО'² мм. Длина шпонки Lin = 70 hi4 = 7О._о.о74ММ Длина паза вала Ln = 70 HI 5 = 70¹'² мм

4. Выбор посадок подшипников качения

4.1 Определить основные размеры подшипника № 208 по табл. Справочника [3].

D = 80 мм; d= 40 мм; b = 18 мм; г = 2 мм.

4.2    Определить    виды    нагружения    колец    подшипника,    т.к. вращается вал , внутреннее кольцо имеет циркуляционное нагружение, а наружное местное.

4.3 Определим интенсивность нагружения кольца. Кп = 1,8; т.к. перегрузка 300%

F=l Fa=l Интенсивность нагрузки

PR=-Kn F Fa =1000/14*1,8*1*1=128,5 Н/м

4.4   Выбираем   посадки   циркуляционно   -   нагруженных   колец подшипника по прил.11 [1]

Полученным значениям PR соответствует посадка js6;

4.5  Выбираем посадки местно - нагруженных колец подшипников прил.15 [1]Н7;

Определяем допуски и предельные отклонения колец [3,табл. 32]

Для внутреннего кольца: d = 40 мм - верхнее отклонение - 0,

Нижнее отклонение - 12 мкм, допуск 12 мкм;

Для наружного кольца D = 80 мм, верхнее отклонение - 0, нижнее отклонение