Расчёт предельных отклонений призматического шпоночного соединения

Данные для расчёта по варианту 13

Диаметр выходного конца вала тихоходного dвт, мм
Тип шпоночного соединения на выходном конце вала тихоходного	СВОБОДНОЕ

 

Условие: Определить размеры сопрягаемых поверхностей шпоночного соединения выходного конца вала тихоходного диаметром 45мм, если тип соединения свободный.

Решение: Шпоночные соединения втулок, шкивов, муфт и других деталей машин с валами должны передавать заданный крутящий момент. Их применяют когда к точности центрирования соединяемых деталей не предъявляют особых требований.

Установлены следующие три типа шпоночных соединений: свободное, нормальное и плотное. Шпоночное соединение собирается в системе вала. В нашем случае тип шпоночного соединения на тихоходном валу свободный.

Для диаметра выходного конца вала d = 45 мм по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку

 

Страница 520

 

сечением b × h = 14 × 9 мм. Глубина паза во втулке 5, 5 мм, а на валу – 3, 8. Размеры соединения и поля допусков представлены на рисунках 7 и 8.

Поля допусков соединения. Шпонки делаются из специального проката, имеющего точность изготовления по ширине по h9.

Страница 166

 

 

 

паз на валу делается с точностью по Н9, а паз во втулке — D10.

 

Допуски на глубину паза на странице 165 в таблице 27

 

 

Находим предельные отклонения для элементов по таблице Сергеля

 

 

 

Наименование элемента соединения	b	h	t
Шпонка	14h9(-0, 043)		-
Паз на валу	14Н9(+0, 043)	-	t1 = 5, 5+0, 2
Паз во втулке	14D10(+0, 120 +0, 050)		t2 = 3, 8+0, 2

 

 

Рисунок 7 – Поля допусков шпоночного соединения

Расчёт предельных отклонений резьбового соединения

Условие: Определить предельные размеры и построить поля допусков для резьбового соединения М12.

Решение: Номинальные значения диаметров резьбы М12 с крупным шагом, равным

 

Значение находим по таблице 85 на странице 427

 

 

 

 

Р = 1, 75 по ГОСТ 9150-59 [21]: наружный диаметр резьбы соответственно болта и гайки d = D = 12 мм, внутренний диаметр резьбы соответственно болта и гайки d₁ = D₁ = 10, 106 мм, средний диаметр резьбы -- d₂ = D₂ = 10, 863 мм.

Ввиду отсутствия указания о степени точности резьбы, принимаем сопряжение с зазором и грубый класс точности, как более экономичный: 7H/8g.

Предельные отклонения диаметров резьбы по ГОСТ 16093-81

 

Находим по таблицам 90 страница 437 (болт) и 91 страница 439 (гайка)

 

 

 

 

таблица 2 [12; стр.126] и таблица 1 [12; стр. 114] (см. рис.11):

 

Таблица 5.1 – Предельные отклонения размеров болта и гайки

В микрометрах

Отклонение	Болт	Гайка
диаметры	диаметры
d	d2	d1	D	D2	D1
Верхнее	-34	-34	-34	-	+250	+425
Нижнее	- 459	- 270	-

 

 

Таблица 5.2 – Предельные размеры болта и гайки:

В миллиметрах

Предельное значение	Болт	Гайка
d	d2	d1	D	D2	D1
Наибольшее	11, 966	10, 829	10, 072	-	11, 113	10, 531
Наименьшее	11, 541	10, 593	-	12, 000	10, 863	10, 106

 

Рисунок 8 – Схема расположения полей допусков резьбового соединения М12–7H/8g

Расчёт элементов зубчатой передачи

Расчет зазоров сопряжения

Условие: Рассчитать необходимый гарантированный зазор и возможные свободные повороты зубчатых колёс для вида сопряжения 7-E редуктора с чугунным корпусом, стальными колёсами (m = 5, 0 мм), если при работе передачи при окружной скорости до 10 ^м/_с температура зубчатых колёс достигает t₁ = 80º С и температура корпуса – t₂ = 50º С. z₁ =26 – число зубьев шестерни; z₂ =40 - число зубьев колеса.

Решение: Расчёт гарантированного бокового зазора, определяющего вид сопряжения, должен производиться с учётом:

- температурного режима работы передачи;

- способа смазывания и окружной скорости зубчатых колёс;

- допустимого свободного поворота зубчатых колёс в пределах бокового зазора [3].

Величина бокового зазора (j_n1), соответствующая температурной компенсации, определяется по формуле:

 

j_n1 = a∙ [α _p1∙ (t₁-20º )- α _p2∙ (t₂-20º )]∙ 2∙ sinα., мкм (6.1)

 

При угле профиля исходного контура α = 20º формула (6.1) примет вид:

 

j_n1 = 0, 684∙ a∙ [α _p1∙ (t₁-20º )- α _p2∙ (t₂-20º )], мкм (6.2)

 

где а – межосевое расстояние передачи, мм;

α _p1, α _p2 – коэффициенты линейного расширения для материалов соответственно зубчатых колёс и корпуса, º С^-1.

 

Данные для расчёта по варианту 13

 

Поскольку приведен только материал тихоходного колеса, то для второго колеса материал можно принять любым. Проще всего принять тот же. Данные из технического справочника.

 

Материал колеса, сталь

40X

 

 

Принимаем α _p1 = 11, 5∙ 10^-6 º С^-1 для стальных зубчатых колёс и α _p = 10, 5∙ 10^-6 º С^-1 для чугунного корпуса, табл. 1.62 [12];

Межосевое расстояние (a) определяется по формуле:

 

a = 0, 5∙ m∙ (z₁+z₂), мм (6.3)

 

где m = 5 – модуль передачи, мм;

 

а = 0, 5∙ 5, 0∙ (26+40) = 165 мм

 

j_n1 = 165∙ 0, 684∙ [11, 5∙ 10^-6∙ (80-20)-10, 5∙ 10^-6∙ (50-20)] = 0.042 мм

 

Величину бокового зазора (мкм), необходимую для размещения слоя смазки, ориентировочно можно определить:

 

j_n2 = (10÷ 30)m, мкм (6.4)

 

Причём 10m принимают для тихоходных передач, а 30m – для особо скоростных передач.

 

Справочно для прямозубых передач:

тихоходные передачи имеют окружную скорость до 4 м/с;

среднескоростные – 4 - 6 м/с

высокоскоростные – свыше 6 м/с

 

Данные для расчёта по варианту 13

 

Скорость окружная колеса V, м/с, не более

 

Принимаем для нашего случая коэффициент перед m равным 30:

 

j_n2 = 30∙ 5, 0 = 150 мкм

 

Таким образом, гарантированный боковой зазор (j_{n min}):

 

j_{n min} ≥ j_n1 + j_n2, мкм (6.5)

j_{n min} = 42 + 150 = 192 мкм

 

Наибольший возможный боковой зазор (j_max) определяется по формуле:

 

j_{n max} = j_{n min}+(Тн₁+Тн₂+2∙ ƒ _а)∙ 2∙ sinα (6.6)

 

при α = 20º формула (6.6) примет вид:

 

j_{n max} = j_{n min}+(Тн₁+Тн₂+2∙ ƒ _а)∙ 0, 684, мкм (6.7)

 

где ƒ _а– предельное отклонение межосевого расстояния для данного вида сопряжения, таблица 13 [17].

 

 

Смотрим страницу 32

 

ƒ _а =± 20 мкм;

Тн₁, Тн₂ – допуски на смещение исходного контура соответственно для 1-го и 2-го колёс

 

Смотрим таблицу 6 ГОСТ1643-81

 

 

Для степени точности зубчатой передачи 7 имеем следующие данные показателей норм кинематической точности: F_r1 = 56 мкм, F_r2 = 56 мкм, таблица 6 ГОСТ 1643-81 для делительных диаметров:

 

d₁ = m∙ z₁ (6.8)

d₁ = 5, 0 ∙ 26 = 130 мм

d₂ = m∙ z₂ (6.9)

d₂ = 5, 0 ∙ 40 = 200 мм.

 

Тн₁ = 80 мкм, Тн₂ = 80 мкм, таблица 15 [17];

 

j_{n max} = 192+(80+80+2∙ 20)∙ 0, 684 = 329 мкм.

 

В случае необходимости (для кинематических передач) могут быть определены:

а) наименьший свободный угловой поворот зубчатого колеса ( при α = 20º )

 

∆ φ _min = (2∙ j_{n min}/(m∙ z∙ cosα ))∙ 206′ ′, (6.10)

для колеса тихоходного:

 

∆ φ _min2 = (2∙ 192/(5, 0∙ 40∙ 0, 94))∙ 206 = 420′ ′ = 7'

 

б) наибольший свободный угловой поворот зубчатого колеса (α =20º )

 

∆ φ _max = (2∙ j_{n max}/(m∙ z∙ cosα ))∙ 206′ ′ (6.11)

для колеса тихоходного:

 

∆ φ _max2 = (2∙ 329/(5, 0∙ 40∙ 0, 94))∙ 206 = 720′ ′ = 12'

 

 

⇐ Предыдущая123

Поделиться:

Популярное:

1. I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2. II. Расчет зубчатых колес редуктора.
3. II. ТЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЧАСОВ
4. II.VI. Расчеты и обязательства
5. V. Расчет потребности в удобрениях и средствах защиты растений
6. А. Расчёт железобетонных элементов по первой группе
7. Алгоритм проведения расчетов
8. Алгоритм расчета производственной рецептуры на густых опарах.
9. Анализ расчета фильтрационного сопротивления, при притоке жидкости к несовершенной скважине по линейному закону фильтрации
10. Анализ расчетов выбросов в атмосферный воздух
11. Аналитический и синтетический учёт расчётов по налогу на прибыль на предприятии ООО «ФАРЕНГЕЙТ-32»
12. Аналитический метод расчета параметров разноритмичных потоков