- номинальные размеры деталей, подлежащих расчёту соединений, определяемые по сборочному чертежу с учётом масштаба изображения; масштаб изображения в свою очередь определяется заданием одного из размеров - диаметра шейки вала в подшипнике скольжения с заданным обозначением;

- нагрузочные параметры и условия работы;

- диапазон и число членов параметрического ряда механизма;

- материал зубчатого венца - бронза, ступицы червячного колеса - чугун.

2. Постановка задачи

Совершенство конструкции машин и механизмов во многом зависит от обоснованности решений по вопросам характера соединений (посадки) и точности геометрических параметров деталей, которые непосредственно влияют на надежность, мощность, производительность и другие эксплуатационные показатели машин и механизмов в целом. Вместе с тем требования по точности размеров деталей влияют на производительность и экономичность процессов их обработки при изготовлении. Поэтому решения по указанным вопросам должны быть обоснованными и учитывать как требования по качеству изделий, так и технические требования. В теории взаимозаменяемости разработаны расчетные методы обоснования таких решений, применяемые в курсовой работе. Вместе с методическими указаниями студенту выдаются два чертежа-копии - сборочный чертеж механизма и чертеж детали.

3. Задание:

1. Рассчитать и выбрать посадки для следующих соединений заданного на чертеже механизма:

- соединение вала червячного колеса с отверстием вкладыша подшипника скольжения или соединения подшипника качения по внутреннему кольцу с валом червяка и наружного кольца с отверстием в корпусе;

- соединение зубчатого венца червячного колеса со ступицей;

- соединение червячного колеса с валом.

2. Рассчитать допуски заданной ниже размерной цепи, участвующей в обеспечении допуска на смещение средней плоскости червячного колеса: выявить производные размерные цепи.

Допуск на смещение средней плоскости червячного зацепления задать в технических требованиях на сборочном чертеже.

3. На чертеже вала червячного колеса задать допуски:

- на размеры (условными обозначениями);

- на отклонения расположения поверхностей (отклонение от соосности опорных поверхностей вала относительно посадочной поверхности вала под червячное колесо);

- на отклонения формы поверхностей (отклонение от круглости опорных и посадочных поверхностей вала);

- на шероховатость.

4. Рассчитать и построить на основе предпочтительных чисел параметрический ряд по мощности механизмов данного типа.

Ниже приведены методические указания по решению поставленных задач.

Вариант №	12
Диаметр вала в подшипнике скольжения, мм	90
Частота вращения вала, об/мин	2500
Нагрузка на подшипник РI, Н	500
Характер нагрузки - перегрузка, %	300
Марка смазки	И - 20А
Крутящий момент на червячном колесе Мкр, Нм	470
Условное обозначение подшипника качения	318
Степень точности передачи по ГОСТ 3675 - 81	8
Диапазон параметрического ряда, кВт	4 - 16
Число значений в ряду	12

4. Расчет и выбор посадок подшипников скольжения
4.1 Теоретические сведения

Исходное условие расчета интервала функциональных зазоров - необходимость обеспечения режима жидкостного трения. Это условие может быть записано в виде:
(1)
где - наименьшая толщина слоя смазки в подшипнике;
- наименьшая толщина слоя смазки, обеспечивающая режим жидкостного трения, т.е. надежное расклинивание поверхностей вала и вкладыша в процессе вращения.
Принимают:
где высота неровностей шероховатости поверхностей вала и вкладыша;
коэффициент запаса, обычно .
С учетом существующих методов обработки и функциональных требований к шероховатости поверхностей трения подшипников скольжения можно принять для поверхностей вкладышей (отверстий) значение параметра в пределах от 1,5 до 6,3 мкм., для поверхностей вала - от 0,1 до 5,0 мкм.
Расчет наименьшего и наибольшего функциональных зазоров - и , при которых исходное условие удовлетворяется, ведется методом последовательных приближений:
- задаются ориентировочными значениями и ;
- если соотношение (1) не выполняется, ориентировочные значения зазоров необходимо изменить: - в сторону увеличения, - в сторону уменьшения, и вновь проверяется соотношение (1). Процесс приближения повторяется до тех пор, пока условие жидкостного трения не будет выполнено.
- для каждого из них вычисляется и проверяется соотношение (1);
Другой путь - уменьшение шероховатости в разумных пределах. На первом этапе и принимаются из следующих соображений.
В пределе чисто геометрически
Но это соответствует неустановившемуся режиму работы, т. к. слой смазки лишен клиновидной формы. Обязательно должен быть эксцентриситет во взаимном положении вала и вкладыша.
Рис.1 зависимость
Поэтому на первом этапе можно принять:
мкм. (предельное значение зазора, за которым расчетные зависимости не соблюдаются).
Действительная толщина слоя смазки при заданных зазорах определяется по выражению, получаемому из геометрических соотношений:
где вместо подставляется проверяемое значение зазора.
Относительный эксцентриситет определяется по зависимости, связывающей с коэффициентом нагруженности подшипника и с относительными размерами подшипника .
При этом:
где среднее давление в подшипнике, Па.;
где - нагрузка, и - длина и номинальный диаметр подшипника;
- относительный зазор, .
Угловая скорость вращения вала (рад/с):
где - число оборотов вала в минуту;
- динамическая вязкость смазки, (Пас):
где - динамическая вязкость смазки при 50С, - температура смазки.
Можно принять:
при
После определения границ интервала функциональных зазоров приступают к выбору стандартной посадки.
Посадка выбирается по системе ЕСДП. Условия выбора посадки могут быть сформулированы следующим образом:
1. Целесообразность соблюдения принципа предпочтительности;
2. , где S - зазоры стандартной посадки (необходимое условие);
3. С целью обеспечения наибольшего запаса на износ посадка по зазору должна быть близкой к нижней границе функциональных зазоров - ;
4. Должны быть учтены особенности применения посадок системы отверстия и посадок системы вала.

4.2 Расчет и выбор посадок подшипников скольжения

По таблице для смазочного масла И - 20А находим значение динамической вязкости при температуре :
Пас;
При расчете предельных значений функционального зазора принимаем:
температуру смазки при Sнаим.ф. - 100С;
температуру смазки при Sнаиб.ф - 50С.
Тогда динамическая вязкость смазки:
- при наименьшем функциональном зазоре
=0,015 (50/100)3=1,88 10-3 Пас;
- при наибольшем функциональном зазоре
0,02(50/50)3=0,02 Пас.
Угловая скорость вращения вала в подшипнике:
=3,142500/30=261,6 рад/с.
Среднее давление в подшипнике:
=500/(0,10530,09)=5,28104 Па.
Наименьшая толщина слоя смазки в подшипнике, обеспечивающая режим жидкостного трения, т.е. надежное расклинивание поверхностей вала и вкладыша в процессе вращения:
.
Принимаем:
при условии обработки цапфы вала шлифованием Rz1=1,6 мкм;
при условии обработки вкладыша тонким растачиванием Rz2=3,2 мкм;
поправку на отклонение в условиях работы от заданных ha=2 мкм
коэффициент запаса k=2.
Тогда 2(1,6+3,2+2)=13,6 мкм.
Наименьший функциональный зазор Sнм.ф.=313,6=40,8 мкм.
Принимаем в качестве наибольшего функционального зазора Sнаиб.ф.=400 мкм (предельное значение зазора, за которым расчетные зависимости не соблюдаются).
Произведем проверочный расчет.
Для этого необходимо найти величину относительного зазора:
.
Найдем коэффициент нагруженности подшипника при зазоре, равном Sнаиб.ф:
=.
Учитывая то, что нагрузка на подшипник мала (500 Н), а также то, что , , методом экстраполяции, исходя из таблицы 1 методических указаний, вычисляем , который получается приблизительно равен 0,015.
Тогда ==20,1 мкм;
20,1>13,6
Коэффициент нагруженности при зазоре, равном 400 мкм:
Величина относительного зазора:
;
0,1989;
Таким же методом вычисляем, получим: .
Тогда hнаим=(400/2) (1-0,15)=170 мкм
170>13,6
Таким образом, определен интервал функциональных зазоров:
Sнм.ф.=40,8 мкм
Sнб.ф.=400 мкм
Из числа рекомендуемых посадок, приведенных в приложении стандарта ГОСТ 25347 - 82 “ЕСДП”. Поля допусков и рекомендуемые посадки, выписываем предпочтительные посадки системы отверстия, зазоры которых удовлетворяют соотношению (1):
, ,
, ,
Из этих посадок выбираем посадку - , обеспечивающую наибольший запас на износ.
Поле допуска отверстия - Н7(+0,035).
Поле допуска вала - е8.
Наименьший зазор:
мм;
Наибольший зазор:
мм;
Запас на износ:
И=0,400-0,161=0,239мм.
Изобразим схему расположения полей допусков с указанием их обозначений и предельных отклонений:

5. Расчет и выбор посадок с натягом для соединения зубчатого венца со ступицей

Цель расчёта

Исходные данные:

Вследствие отличия рабочих температур деталей от температуры при сборке, а также различия температурных коэффициентов линейного расширения материалов, натяг в соединении может меняться. Следовательно, требуется ввести поправку. Учитывая равенство рабочих температур соединяемых деталей, формула поправки имеет вид:

где - номинальный диаметр соединения; - рабочая температура деталей; - температура при сборке соединения; - температурные коэффициенты линейного расширения деталей (спр. данные).

Тогда .

Определим наибольший функциональный натяг

где - поправка, учитывающая неравномерность распределения удельного давления по длине соединения, равная 0,7;

где - допускаемое удельное давление, принимаемое по менее прочной детали - зубчатому венцу.

где - предел текучести материала деталей при растяжении ().

Таким образом, определен интервал функциональных интервалов:

Стандартная посадка выбирается из системы ЕСДП (Единая система допусков и посадок), приведенной в справочной литературе или непосредственно в стандарте - ГОСТ 25347-82.

Условия выбора посадки с натягом:

1) Посадка выбирается по возможности из числа предпочтительных или рекомендуемых посадок основного отверстия (системы отверстия);

2) , где - натяг выбираемой посадки;

3) Из числа посадок с натягом, удовлетворяющих второму условию, выбирается посадка с наибольшим натягом.

Часть допуска натяга , идущая в запас прочности при сборке соединения (технологический запас прочности), всегда должна быть меньше части допуска , обеспечивающей запас прочности соединения при эксплуатации, так как она обусловлена лишь возможным понижением прочности материала деталей и повышением усилий запрессовки, возникающим вследствие перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры. Для соединения ступицы и венца червячного колеса, втулок подшипников скольжения, предпочтительной посадкой является посадка . Но в нашем случае характер нагрузки - перегрузка 300%, поэтому выбираем посадку .

где и - наименьший и наибольший натяги выбранной стандартной посадки.

Расположение полей допусков выбранной посадки имеет вид:

Рис. 2. Схема полей допусков посадки

6. Расчет и выбор переходных посадок для соединения червячного колеса с валом

По расчётным значениям выбирается стандартная посадка из условия:

, т.е. , где - значение зазора (натяга) выбранной стандартной посадки, которая не должна быть точнее 6-го квалитета.

При высоких требованиях к точности центрирования, а также при больших (особенно ударных) нагрузках и вибрациях назначают посадки с большим средним натягом, т.е. H/n, H,m. Чем чаще требуется разборка (сборка) узла и чем она сложнее и опаснее в смысле повреждения других деталей соединения (особенно подшипников качения), тем меньше должен быть натяг в соединении, т.е. следует назначать переходные посадки H/k, H/js.

Поле допуска отверстия H8 (+64)

7. Размерный анализ

8. Расчет параметрического ряда

9. Вывод: