4. Обгрунтування допусків форми і розташування

На мал 4.1. зображено вузол вихідного вала редуктора. На кресленні призначені посадки колеса на вал і підшипників на вал і корпус.

1. Визначити допуски:

- циліндричності посадочних поверхонь;

- співвісності посадочних поверхонь;

- перпендикулярності торців буртиків для базування;

- паралельності і симетричності розташування паза шпонки на конусі валу.

2. Привести ескіз цього валу з вказівкою баз і допусків форми розташування поверхонь.

Розв’язок

Осьовий розмір вала 33мм входить до сбірного розрахунку ланцюга. Так як осьовий розмір у підшипника кочення регулюють компенсаторам-набір прокладок, то згідно рекомендаціям на розмір 32мм назначаємо поле допуску h12.

Назначення поля допусків форми та розташування елементів валу:

1. Допуски циліндричності посадочних поверхонь:

-для підшипників кочення T=0.3t=0.3*16=4.8мкм, округляємо до 0,005мм.

-для зубчатого колеса T-0.3t=0.3*3.9=0,0117мкм,округлю лити до 0,012мм.

2. Допуски співвісності посадочних поверхонь.

-для підшипників кочення по табл.. 8.1 для підшипників 3-оі групи на Ø45мм по 5-муквалітету допуску T=0.012мм;

-для колеса по табл.. 8.2 для 8-го ступеню точності на Ø48мм по 6-му квалітету допуску Т=0,016мм

3.Допуск перпендикулярності торців буртиків для базування:

підшипників кочення по табл.. 8.1 для підшипників 3-оі групи на Ø52мм по 5-му квалітету допуску Т=0,012мм

-для зубчатого колеса,як відношення довжини посадкової поверхні колеса, до Ø48мм більше 0,8 , тоді допуск перпендикулярності до торця буртика не вказуємо .

4. Допуск радіального биття поверхні вала під манжетою не вказуємо так як n<1000 об/хв..

5.Допуск паралельності та симетричності роз положення шпоночного паза. При ширині паза 12мм допуски в полях від 9-го квалітету:

-паралельності Т=0,6*43=25,8мкм, округляємо до Т=0,025 мм;

-симетричності Т=4*43=174 мкм, округляємо до Т=0,16мм.

Мал. 4.1 Вузол вихідного валу редуктора

5. Визначення допусків зубчастих коліс передач Початкові дані :

Передача змонтована в чавунному корпусі. Зубчаті колеса сталеві, некориговані, з параметрами :

1. Модуль нормальний m_n = 4 мм,

2. Кут нахилу зубів β = 8 ° 26 ',

3. Кут головного профілю α = 20 °,

4. Ширина зубчатого вінця В_w = 32 мм,

5. Числа зуб'ів : z ₁= 30, z ₂ =40,

6. Ділильні діаметри d₁= 120мм, d₂ = 160 мм,

7. Міжосьова відстань передачі : а_w = 140 мм,

8. Ступінь точності по ГОСТ 1643-81 : 6-7-7,

9. При роботі передачі температура коліс досягає +60°С, температура корпусу - +40°C;

10. Окружна швидкість V=12 м/с.

Р і ш е н н я :

6.1. Відповідно до заданого ступеня точності з таблиць ГОСТ 1643-81 знаходимо :

а) Норми показників, що забезпечують кінематичну точність по 6-й ступеню:

- допуск на радіальне биття зубчатого вінця

Frr₁ =28; Frr₂₌40 мкм

-допуск на коливання довжини загальної нормалі

Fvwr₁ = Fvwr₂₌63 мкм

б) Норми показників, що забезпечують плавність ходу передачі по 7-й ступеню:

- відхилення кроку зачеплення

f pbr₁ = ±11 мкм ; f pbr₂ = ±14 мкм

- відхилення окружного кроку

f ptr₁ =±13 мкм; f рtr₂ = ±14 мкм ;

- похибка профілю зуба

f fr₁ =10 мкм; f fr₂ = 11 мкм ;

в) Норми показників, що забезпечують контакт зв'язаних зуб'ів по 7-й ступеню:

- пляма контакту по довжині зуба

( а - с ) соsβ• 100 / в = 50 % ;

- по висоті зуба hm•100 / h = 70 % ;

- допуск на похибку напряму зуба

F вr₁ = F вr₂₌16 мкм

5.2. Бічний зазор в передачі.

Величина бічного зазору, яка забезпечуе температурну компенсацію визначається по формулі

Jn ₁ = a_w [α₁ ( t₁ - 20° ) – α₂ ( t₂ - 20° ) ] 2 sinα,

де а_w - міжосьова відстань передачі,

α₁,α₂ - коефіцієнти лінійного розширення, відповідно матеріалів коліс і корпусу

α₁ = 11,5 • 10 ^{- 6} ; α₂ = 10,5 • 10 ^{- 6} )

t₁ і t₂ - робоча температура, відповідно коліс і корпусу по умові задачі

( t₁ = 60°С, t₂ = 40°C ) ;

α - кут головного профілю ( по умові α = 20 ° ).

Підставивши чисельні значення відповідних величин в початкову формулу, одержимо :

Jn₁ = 140 [ 11,5 • 10 ^-6 ( 60° - 20° ) - 10,5 • 10 ^-6 ( 40° - 20° ) ] 0,684 = 0,0638 мм.

Величина бічного зазору для забезпечення нормальних умов змащування

Jn_о = ( 10 - 30 ) m_n, мкм,

де m_n, - модуль нормальний ( по умові m_n, = 6 ),

числове значення коефіцієнта при m_n, вибирається менше (ближче до 10)

для тихохідних передач і більше (ближче до 30) для швидкохідних. У

данному випадку, для швидкохідної передачі приймемо коефіцієнт рів-

ним 20, тоді

jn = jn₁+ jn₂ = 64 + 80 = 144 мкм.

Для призначення стандартного виду з'єднання і виду допуску, в таблицях ГОСТ 1643-81 знаходимо значення jn min найближче ( але не менше ) до

розрахункового jn.

У даному випадку, для передачі з a_w = 140 мм знаходимо jn min = 160 мкм, цілком відповідне мінімальне необхідному розрахунковому зазору jn. Цьому значенню

jn min відповідає вид сполучення «B», вид допуску «b» і граничне відхилення міжосьової відстані f_α = ±8 мкм.

Для забезпечення такого зазору в передачі з 6-й ступенем норми кінематичної точності, ділильними діаметрами d₁ = 120 мм і d₂ = 160 мм і допуском на радіальне биття зубчатого вінця Frr₁ =28 Frr₂ = 40мкм, знаходимо табличні значення якнайменшого додаткового зсуву початкового контура Е _HS і допуски на зсув початкового контура Т_H

Е _{HS 1} =140; Е _{HS 2} = 160 мкм ; Т_H1 =100; Т_H2 = 140 мкм.

З урахуванням цих значень найбільший можливий зазор в передачі

jn max = jn min +(Т_H1 + Т_H2 + 2fα) 2sinα = 160 + (1000 + 140 + 2∙8 ) 0,684 = 416 мкм

Допуск на радіальне биття діаметру вершин зубів E_da1 = 32 мкм, E_da2= 32 мкм, граничні відхилення діаметру вершин Δda₁ = 64 мкм, Δda₂ = 64 мкм.

Числові значення Δda беруться з таблиць ГОСТ 25346 -82 .

5.3. Вільний кутовий поворот зубчатого колеса при складанні .

Якнайменший вільний кутовий поворот зубчатого колеса 2.

Δφ min ₂= ( 2 jn _min /m_n z₂ cosα ) 206 = 438.76с = 7 ' 31 ".

Найбільший вільний кутовий поворот зубчатого колеса 2.

Δφ mах ₂= ( 2 jn _mах /m_n z₂ cosα ) 206 = 19 ' 01 ".

Приклад виконання схем контрольованих елементів приведений на мал. 5.1 .

Мал. 5.1. Схеми контролю елементів зубчастих коліс