Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Контрольная работа: Выбор допусков и посадок при проектировании зубчатой передачи

Название: Выбор допусков и посадок при проектировании зубчатой передачи
Раздел: Промышленность, производство
Тип: контрольная работа Добавлен 21:01:34 01 сентября 2010 Похожие работы
Просмотров: 419 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Допуски цилиндрических зубчатых колес

Исходные данные:

Число зубьев большого колеса Z1 = 139,

Число зубьев малого колеса Z2 = 21,

Окружная скорость V = 0,769 м/с,

Модуль m = 2 мм.

Геометрические параметры зубчатой передачи рассчитываем по формулам

Делительный диаметр большого колеса:

dd1 = m Z1

dd1 = 2×139 = 278 мм.

делительный диаметр малого колеса:

dd2 = m Z2 ,

dd2 = 2×21 = 42 мм

Межосевое расстояние:

aw = = = 160 мм

Ширину зубчатого венца большого колеса ориентировочно определяем: B = 50 мм

Диаметр посадочного отверстия зубчатого колеса ориентировочно принимаем равным:


D =

D = = 92,7 90 мм.

Полученные значения В и D округляем до размеров, взятых из ГОСТ 6636-69 «Нормальные линейные размеры».

Назначение степеней точности зубчатой передачи

В зависимости от окружной скорости выбираем степень точности по норме плавности по таблице 3 [1]. Степень точности при V = 0,796 м/с – 9.

Используем ГОСТ 1643-81, применяем принцип комбинирования, назначаем степень точности по кинематической норме точности 9, по степени полноты контакта 9.

Выбор вида сопряжения по боковому зазору.

Боковой зазор – это зазор между нерабочими профилями зубьев, который необходим для размещения смазки, компенсации погрешностей при изготовлении, при сборке и для компенсации изменения размеров от температурых деформаций.

Величину бокового зазора, необходимую для размещения слоя смазки, ориентировочно определяем:

Jn min расч. = 0,01 m,

Jn min расч = 0,01×2 = 0,02 мм.

По найденному значению Jn min расч. и межосевому расстоянию aw по ГОСТ 1643-81 выбираем вид сопряжения по норме бокового зазора исходя из условия:


Jn min табл. >=Jn min расч, для которого

Jn min табл = 40 мкм

Jn min расч = 20 мкм

40 > 20

Вид сопряжения по боковому зазору Е.

Т.о. точность зубчатой передачи 9E ГОСТ 1643-81

Назначение комплексов показателей для контроля зубчатого колеса.

По кинематической норме точности берем Fir ” - колебание измерительного межосевого расстояния.

По норме плавности fir ” - колебание измерительного межосевого расстоя-ния на одном зубе.

По норме полноты контакта Fβr – погрешность направления зуба.

По норме бокового зазора Еаs ” отклонение измерительного межосевого расстояния (верхнее).

Еаi ” – нижнее отклонение.

Таблица 1 – Показатели для контроля зубчатого колеса.

Названные показатели Нормы точности Условное обозначение допуска Величина допуска, мкм
Колебание измеритель-ного межосевого рассто-яния за оборот колеса

Кинематическая точность

Fir

112

колебание измеритель-ного межосевого рассто-яния на одном зубе.

Плавности

fir

40
Погрешность направления зуба Полнота контакта Fβr 50
Отклонение измеритель-ного межосевого рассто-яния за оборот колеса

Бокового зазора

Еаs

Еаi

40

-110


Т.к. наружная поверхность зубчатого венца не используется в качестве базовой поверхности, допуск на наружный диаметр назначается как для несопрягаемых размеров, т.е. по h14, а радиальное биение этой поверхности определяем по формуле:

Fda = 0.1* m = 0,2

Допуск на торцевое биение определяем по формуле:

Fm = 0,5* Fβ * dd1 /В = 0,5*50*278/30 = 231,7 мкм.

Чертеж зубчатого колеса выполняется по ГОСТ 2403-75

Расчет посадок

Расчет посадок с натягом.

Дано:

Материал вала Сталь45 σт = 360 МПа

Материал колеса Сталь40Х σт = 800 МПа

Диаметр посадочного отверстия на вал D = 90 мм

Длина соединения L = b + 10 = 60 мм

Крутящий момент Т = 245,338 Н*м,

Шероховатость вала и отверстия зубчатого колеса

Для отверстия Rа = 2,5 мкм, Rz = 10мкм,

Для вала Rа = 1,25 мкм, Rz = 6 мкм

2.2 Определяем коэффициенты С1 и С2:

Диаметр отверстия полого вала d1=0,

f = 0,08

Внутренний диаметр


d2 = (z – 2,4)*m = (139 – 2,4)*2 = 273,2 мм

D/d2 = 90/273,2 = 0,33

По таблице С1 = 1, С2 = 1,2

Для стали μ1 = μ2 = 0,3

Модуль упругости для стали Е = Па.

Рассчитываем

Nmin=

= 4мкм

Определяем наибольшее допускаемое давление на поверхности контакта охватываемой детали:

Вал: Рдоп1 <= 0,58* σт*(1-) = 0,58*360 = 209 МПа

Колесо:

Рдоп2 <= 0,58* σт*(1-) = 0,58*800*(1 – 0,67) = 311 МПа

Рассчитываем максимальный расчетный натяг по наименьшему Рдоп:

Nmax = Рдоп * D* 209*0,09*=200 мкм


Определяем поправку, учитывающую смятие неровностей контактных поверхностей:

U = 2*(K1*Rz1+K2*Rz2)

Соединение осуществляется без смазки, т.о., для стали К1= К2 = 0,2

U = 2*(0,2*6 + 0,7*10) = 16,4

По графику определяем Uуд - поправку, учитывающую неровность контактного давления по длине сопрягаемой поверхности охватывающей детали,

Uуд = 0,85

Определяем минимальный функциональный натяг:

Nmin ф = Nmin + U = 4 + 16,4 = 20,4 ≈ 20 мкм

Определяем максимальный функциональный натяг:

Nmax ф = (Nmax + U) * Uуд = (200 + 16,4)*0,85 = 183,94 ≈ 184 мкм

Определяем эксплуатационный допуск натяга:

TNэ = Nmax ф - Nmin ф – (TD +Td)

По 7 квалитету TD = 35 мкм

TNэ = 184 - 20 - 70 = 94 мкм


Определяем гарантированный запас на сборку:

ТNг.зс = Кс* TNэ = 0,1 *0,094 = 9,4 мкм

Определяем гарантированный запас на эксплуатацию:

ТNг.зэ = Кэ* TNэ = 0,8*0,094 = 75,2 мкм

Выбираем посадку из рекомендованных ГОСТом 25347-89 по условию:

Nmin т >= Nmin ф

Nmax т <= Nmax ф

Nг.зс <= Nmax ф - Nmax т

Nг.зэ => Nmin т - Nmin ф

Выбираем посадку , т.к.

Nmin т = 89 >= Nmin ф = 20

Nmax т = 159 <= Nmax ф = 184

Nг.зс = 9,4 <= Nmax ф - Nmax т = 25

Nг.зэ = 75.2 => Nmin т - Nmin ф = 69

Соединение вал-колесо выполняется по посадке 90


Расчет калибров

Расчет исполнительных размеров калибров-пробок

Для выбранного отверстия по номинальному размеру и квалитету точности выписываем из ГОСТ 24853-81 значения:

7 квалитет z = 5 мкм

y = 4 мкм

H = 6 мкм

= 0

Предельные размеры отверстия:

Dmax = D + ES = 90 + 0,035 = 90,035 мм

Dmin = D + EI = 90 + 0 = 90 мм

Рассчитываем наибольший предельный размер непроходной пробки:

Dне max = Dmax - + H/2 = 90,035 +,.006/2 = 90,038 мм

Рассчитываем наименьший предельный размер непроходной пробки:

Dне min = Dmax - - H/2 = 90 – 0,006/2 = 90,032 мм

Записываем исполнительный размер непроходной пробки:

Dне исп. = мм

Рассчитываем набольший предельный размер проходной пробки:


Dпр max = Dmin + z + H/2 = 90+ 0,005 + 0,006/2 = 90,008 мм

Рассчитываем наименьший предельный размер проходной пробки:

Dпр min = Dmin + z - H/2 = 90 +0,005 – 0,006/2 = 90,002 мм

Записываем исполнительный размер проходной пробки:

Dпр исп. = мм

Размер предельно изношенной проходной пробки:

Dпр изн. = Dmin - у + = 90 – 0,004 = 89,996 мм

Расчет исполнительных размеров калибров-скоб.

Предельные размеры вала:

dmax = d + es = 90+0,159 = 90,159 мм

dmin = d + ei = 90+0,124 = 90,124 мм

Для выбранного вала по номинальному размеру и квалитету точности выписываем из ГОСТ 24853-81 значения:

6 квалитет z1= 5 мкм

y1 = 4 мкм

H1 = 6 мкм

Hp = 2,5 мкм

Рассчитываем наименьший предельный размер проходной скобы:


dпр min = dmах - z1 – H1/2 = 90,159 – 0,005 – 0,006/2 = 90,151 мм

Рассчитываем наибольший предельный размер проходной скобы:

dпр mах = dmax - z1 + H1/2 = 90,159 – 0,005 + 0,006/2 = 90,157 мм

Записываем исполнительный размер проходной скобы:

dпр исп. = мм

Размер предельно изношенной проходной скобы:

dпр изн. = dmax + у1 - 1 = 90,159 + 0,004 = 90,163 мм

Рассчитываем наименьший предельный размер непроходной скобы:

dне min = dmin + 1 – H1/2 = 90,124 – 0,006/2 = 90,121 мм

Рассчитываем наибольший предельный размер непроходной скобы:

dне mах = dmin + 1 + H1/2 = 90,124 + 0,006/2 = 90,127 мм

Записываем исполнительный размер проходной скобы:

dне исп. = мм


Расчет и выбор посадок для подшипников качения

Дано:

В = 29мм

r = 2 мм

d = 55 мм

D = 120 мм

R = 8000 H

Подшипник шариковый радиальный, серия №311 (средняя)

Класс точности 6.

Допустимое напряжение для материала кольца при растяжении

[σ] = 400 МПа

Узел работает без толчков и вибраций.

В связи с тем, что вал вращается, внутреннее кольцо подшипника имеет циркуляционное нагружение. В этом случае посадку выбираем по расчетному натягу.

Расчет производим по алгоритму табл. 3.2 [1].

Результаты расчета:

Определяем минимальный расчетный натяг

Для средней серии N=2,3

Nmin = = = 9,1 мкм

Определяем допустимый натяг:

Nдоп = = 222 мкм


Выбираем посадку из рекомендованных ГОСТ 13325-85, удовлетворяющую условиям:

Nmin <= Nmin т.

Nдоп > Nmax т.

Выбираем посадку , т.к. 9,18 <= 20

222 > 51

Эта посадка обеспечивает прочность кольца при сборке, т.к.

Nmax т = 51 < Nmax р = 222

По ГОСТ520-71 при d = 55 мм l6()

По таблице 2.10 [1] выбираем поле допуска для корпуса: Н7.

Шероховатость:

Валов Ra = 0,63

Отверстий корпусов Ra = 1.25

Опорных торцов заплечиков валов корпусов Ra = 1,25

Допуски формы посадочных поверхностей:

вала отверстия

Допуск круглости 6,0 мкм 10,0 мкм

Допуск профиля 6,0 мкм 10,0 мкм

продольного сечения

Расчет размерной цепи

Расчет размерной цепи будем производить методом полной взаимозаменя-емости.

Записываем параметры замыкающего звена:

номинальное значение АD =

- предельные отклонения

ESAD = + 0,8; EIAD = + 0,1,

- допуск

TAD = ESAD - EIAD = 0,8-0,1 = 0,7 мм,

- координату середины поля допуска

Ес АD = (ESAD + EIAD ) / 2

Ес АD == 0,45 мм.

Выявляем размерную цепь, увеличивающие и уменьшающие звенья. Составляем ее схему.

А4 А3 А2 А1 АD А6

А5


Увеличивающее звено А5 ; уменьшающие звенья А1, А2, А3, А4, А6.

Конструктивно определяем номинальные значения составляющих звеньев


А1 = 14 мм, А4 = 10 мм,

А2 = 67 мм, А5 = 115 мм,

А3 = 14 мм, А6 = 10 мм, АD =0

Проверяем правильность определения номинальных значений составляющих звеньев

АD = xi Аi ,

0 = 115 – 14 – 67 – 14 – 10 - 10 = 0

Определяем среднее значение допусков составляющих звеньев

ТАср . =;

ТАср . = = 0,117 мм,

По номинальным размерам составляющих звеньев, используя

ГОСТ 25347-82 корректируем полученное среднее значение допусков, кроме звена А5 :

ТА1 = 0,12 ТА3 = 0,12 ТА6 = 0,07

ТА2 = 0,12 ТА4 = 0,07

Определяем допуск звена А5 :

ТА5 = ТАΔ - ТА1 - ТА2 - ТА3 - ТА4 - ТА6,


ТА5 = 0,7 – 0,12 – 0,12 – 0,12 – 0,07 – 0,07 = 0,2 мм,

Проверяем правильность корректировки допусков.

ТАΔ = ТАi ,

0,7= 0,12 + 0,12 + 0,12 + 0,07 + 0,07 + 0,2 = 0,7

Задаем расположение допусков составляющих звеньев и записываем их предельные отклонения, кроме звена А5.

ESA1 = 0; EIA1 = -0,12;

ESA2 = 0; EIA2 = -0.12;

ESA3 = 0; EIA3 = -0,12;

ESA4 = 0,035; EIA4 = -0,035;

ESA6 = 0,035; EIA6 = -0,035;

5.10 Определяем координаты середин полей допусков составляющих звеньев, кроме звена А5 : Есi =,

Ес1 == - 0,06,

Ес2 == - 0,06,

Ес3 == - 0,06,


Ес4 == 0,

Ес6 == 0,

Определяем координату середины поля допуска оставшегося неизвестным звена А5.

ЕсАΔ = Ес5 - Ес6 - Ес4 - Ес3 - Ес2 - Ес1,

Ес5 = ЕсАΔ + Ес1 + Ес2 + Ес3 + Ес4 + Ес6,

Ес5 = 0,45 + (-0,06) + (-0,06) - 0,06 + 0 + 0 = 0,27

Определяем предельные отклонения звена А5 :

ESAi = Eci + TAi /2; ESA5 = 0,27 + = 0,37,

EIAi = Eci - TAi /2; EIA5 = 0,27 - = 0,17.

Записываем результаты расчетов:

А1 = 14-0,12, А3 = 14-0.12 , А6 = ,

А2 = 67-0.12 , А4 =, А5 =,

Проверка правильности расчетов

ESAΔ = Ес5 – Ес4 – Ес3 – Ес2 –Ес1 - Ес6 +


EIAΔ = Ес5 – Ес4 – Ес3 – Ес2 –Ес1 - Ес6

0,8= 0,27 - 0 + 0,06 + 0,06 + 0,06 – 0 + = 0,8,

0,1= 0,27 - 0 + 0,06 + 0,06 +0,06 – 0 - = 0,1,

Расчет выполнен верно.


Литература

1.Нормирование точности и технические измерения. Методические указания к курсовой работе для студентов всех специальностей заочного факультета. Могилев:УО МГТУ, 2003 –20 с.

2.Методические указания к курсовой работе по курсу “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения.” Часть 1. Могилев. Мин.нар. обр. БССР, ММИ,1989 г.

3. Лукашенко В.А., Шадуро Р.Н. Расчет точности механизмов. Учебное пособие по курсу “Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения” для студентов машиностроительных специальностей. – Могилев: ММИ, 1992

4.Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч./ В.Д.Мягков, М.А.Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. – 6-е изд., перераб. и доп. – Л.: Машиностроение Ленингр. отд-ние, 1983. Ч.2. – 448 с.

5.Зябрева Н.Н., Перельман Е.И., Шегал М.Я. Пособие к решению задач по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения».-М.;Высшая школа,1977.-204 с.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:28:56 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
14:47:56 25 ноября 2015

Работы, похожие на Контрольная работа: Выбор допусков и посадок при проектировании зубчатой передачи

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(151201)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru