Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Обоснование посадок в соединениях

посадка допуск деталь технический

В соединениях узла манипулятора применены наиболее предпочтительные посадки, применимые для всех узлов общемашиностроительного применения. В соединениях манипулятора используются посадки с зазором, с натягом и переходные. Обоснуем основные примененные посадки:

- для гладкого соединения стакан-крышка глухая назначаем посадку 68H7/d11, где Н7 - поле допуска отверстия стакана, d11 - назначаем исходя из того, что точное центрирование глухой крышки по отверстию стакана не требуется;

- для гладкого соединения стакан-проходная крышка назначаем посадку 68H7/h9, так как соединение должно быть подвижным и разъемным (с зазором). Поле допуска отверстия принято Н7 из условия посадки подшипника качения. В проходной крышке предусмотрено уплотнение манжетного типа. Для надежной работы уплотнения манжета должна быть соосна оси вращения вала, чтобы ограничить радиальное смещение проходной крышки, поле допуска центрирующей поверхности по ГОСТ 18512-73 задаем h9;

2. Выбор посадки с натягом расчетным путем

Рассчитываем посадку с натягом при сборке соединения под прессом зубчатого колеса на вал и нагрузке осевой силой и крутящим моментом (позиция на эскизе).



Расчетная схема посадки с натягом

Определяем наименьший необходимый натяг в соединении, при условии, что сопрягаемые поверхности идеально гладкие:

,

где - эксплуатационное давление на контактных поверхностях соединения, Па;

d - номинальный диаметр соединения, мм;

, - модули упругости материалов соединяемых деталей, Па;

, - коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:

, ,

где , - внутренний диаметр охватываемой и наружный диаметр охватывающей деталей, мм;

, - коэффициент Пуассона соответственно для охватываемой и охватывающей деталей;

Контактное эксплуатационное давление при совместном действии сдвигающего усилия Р и крутящего момента Т определяется по формуле:

,

где l - длина контакта сопрягаемых поверхностей, м;

f - коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или провертывании;

n - коэффициент запаса, n=1,2…2.

Конструктивные параметры соединения (приняты по чертежу):

- номинальный диаметр соединения d=65 мм;

……………….

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения давления по длине соединения.

Для коротких соединений <1, и для соединений, у которых 1, =1.

=0,97 < 1, ==0,97;

= 1,92 Па;

= 1,28 Па;

Для дальнейшего расчета принимаем меньшее из двух значений удельного давления

= 1,28 Па.

Наибольший расчетный натяг, при котором возникает наибольшее допустимое давление находим по формуле

,

= 344,08 мм = 344,08 мкм.

В найденные значения минимального и максимального допустимых натягом вносим поправки, учитывающие: - смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей; - различия рабочей температуры и температуры сборки, различие коэффициентов линейного расширения деталей.

где и - средние арифметические отклонения профилей сопрягаемых поверхностей по ГОСТ 2789-73.

Для принятых квалитетов размеров сопрягаемых поверхностей при сборке под прессом назначаем для отверстия - =0,8 мкм, для вала - =0,4 мкм. [3, табл. 7]

= 12 мкм.

= ,

 ,

где и - табличные значения выбранной стандартной посадки с натягом.

Из числа рекомендуемых посадок с натягом общего применения по ГОСТ 25347-82 выбираем посадку:

65

=ei-ES=53-30=23 мкм > =12,27 мкм;

=es-EI=72-0=72 мкм < =356,08 мкм.

Строим схему расположения полей допусков и определяем все параметры посадки

Схема расположения полей допусков

Разность между расчетными и стандартными натягами определяет величину запаса прочности соединения. Технологический запас прочности э нужен для предотвращения относительного сдвига деталей соединения при возможных перегрузках. Технологический запас прочности т необходим для предотвращения разрушения деталей соединения при сборке вследствие отклонения режимов сборки от расчетных.

3. Обоснование допусков и технических требований к изготовлению деталей

Вал

Сопрягаемая поверхность вала 26 :

- допуск соосности = 0,010 мм; [1, с. 84, табл. 48]

- допуск круглости и профиля продольного сечения поверхности = 0,004 мм; [1, с. 82, табл. 46]

- шероховатость посадочной поверхности = 3,2;

На данной сопрягаемой поверхности выполнен шпоночный паз 8 :

- допуск параллельности граней шпоночного паза

Т = 0,5 = 0,5 · 36 = 18 мкм (принимаем 16 мкм); [1, с. 77]

где - допуск на ширину шпоночного паза, =36 мкм;

- высота до постоянной хорды = 1,495 мм [3].

На сопрягаемой поверхности 26 H7 выполнен шпоночный паз 8 :

- допуск параллельности граней шпоночного паза

Т = 0,5 = 0,5 · 36 = 18 мкм (принимаем 16 мкм); [1, с. 77]

где - допуск на ширину шпоночного паза, =43 мкм;

- допуск симметричности граней шпоночного паза

Т = 2 = 2·36 = 72 мкм (принимаем 60 мкм); [1, с. 77]

4. Выбор и обоснование метода достижения точности сборки узла

При проектировании и изготовлении изделий одним из главных вопросов есть распределение и достижение точности установленных параметров качества при сборке. Такая задача решается при разработке чертежей и технологических процессов изготовления.

Для определения метода для достижения точности какого-либо параметра при изготовлении, сборке, ремонте или измерении выполняется расчет размерной цепи.

Различают шесть видов сборки по методу достижения требуемой точности замыкающего звена:

- сборка с полной взаимозаменяемостью;

- сборка с неполной взаимозаменяемостью;

- сборка с групповой взаимозаменяемостью;

- сборка с пригонкой;

- сборка с регулированием;

- сборка с компенсирующими материалами.

В соответствии с заданием на проектирование произведем расчеты размерных цепей для определения возможности сборки по двум методам: полной и неполной взаимозаменяемости. Зазор между торцами подшипника и крышки при сборке должен находится в пределах 0,3…0,8 мм ( не более 0,27%). Этот зазор является замыкающим звеном размерной цепи. Для расчетов принимаем его в виде:

- номинальный размер замыкающего звена =0

- предельные отклонения замыкающего звена =+800 мкм; =+300 мкм;

- допуск замыкающего звена =800 - 300=500 мкм;

- среднее отклонение замыкающего звена = = +0,55 мм.

Выявляем схему размерной цепи, определяющую точность этого зазора. Схема размерной цепи имеет следующий вид:

Схема размерной цепи

Как видно из сборочного чертежа в размерную цепь входят следующие размеры деталей:

= 15 мм (кольцо подшипника качения);

= 65 мм (ступень вала-шестерни);

= 15 мм (кольцо подшипника качения);

= 5 мм (крышка);

Расчетное значение допуска замыкающего звена в этом случае

=120+74+120+36+87+30+30=497 мкм < = 500 мкм.

Назначаем расположения полей допусков составляющих звеньев и определяем среднее отклонение



= 15; = -0,06 мм;

= 63 ; = 0 мм;

= 15; = -0,06 мм;

= 7 ; = -0,018 мм;

= 100 ; = -0,0435 мм;

Находим среднее число единиц допуска:

= 148,4;

Назначаем допуски по 12-му квалитету, для которого а=160.

=300 мкм, =150 мкм, =350 мкм, =120 мкм, =120 мкм

Расчетное значение допуска замыкающего звена в этом случае

=3·=540,93 мкм > = 500 мкм.

назначаем допуск составляющего звена по 11-му квалитету, =190 мкм;

назначаем допуск составляющего звена по 11-му квалитету, =75 мкм;

Перечень ссылок

1 Выбор и обоснование допускаемых отклонений геометрических поверхностей деталей при проектировании изделий Методическое пособие к курсовому проектированию (для студентов всех специальностей направления «Инженерная механика»). / Сост. Мартынов А.П. - Краматорск: ДГМА, 2001. - 132 с.

2 Допуски и посадки: Справочник. В 2 ч,/В.Д. Мягков, М.А. Палей А.Б. Романов. - Г.:Машиностроение, 1982.-ч. 1-543 с.

3 Допуски и посадки: Справочник. В 2 ч./В.Д. Мягков, М.А. Палей А.Б. Романов. - Г.: Машиностроение, 1983.-ч. 2-448 с.

Размещено на Allbest.ru

...