Расчёт, выбор и обоснование посадок соединений

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

1.1.1 Расчет силовых факторов

1.1.2 Выбор средств измерений

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

2. ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЁТНЫМ МЕТОДОМ

2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом

2.1.1 Расчёт наибольшего функционального натяга

2.1.2 Расчёт наименьшего функционального натяга

2.1.3 Выбор посадки

3. РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

4. РЕШЕНИЕ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ



ВВЕДЕНИЕ

Программой курса «Метрология, стандартизация и сертификация» является выполнение курсовой работы, цель которой -- выработка навыков и умения в проектировании разрабатываемого узла и нормировании параметров точности сопряжений типовых соединений, расположенных на валу.

Основной задачей проектирования и конструирования машин и механизмов является разработка документации, необходимой для изготовления, испытания, эксплуатации и ремонта создаваемой конструкции, а также модернизация существующих изделий, способствующей обеспечению необходимой технологичности и высокого качества изделий.

Правила проектирования и оформления рабочего проекта определены стандартами и ЕСКД. От их соблюдения и строгого выполнения зависит надёжность и долговечность производимой техники, Обеспечивается взаимозаменяемость деталей и узлов.

Стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и улучшению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.

Объектом проектирования является приводной вал редуктора с типовыми соединениями деталей, расположенных на компоновочной схеме узла.

В результате выполнения работы приобретаются навыки при разработке конструкции ступенчатого вала и его элементов, назначении стандартных посадок типовых соединений, выборе средств измерений, нормировании параметров точности сопряжений деталей, расчёте размерных цепей.



1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

Для гладких цилиндрических соединений, расположенных на тихоходном валу, необходимо:

обосновать выбор системы посадок, квалитетов;

определить предельные отклонения, допуски, зазоры (натяги), допуски посадок,

назначить допуски формы и расположения поверхностей и построить схемы расположения полей допусков;

для деталей сопряжения «зубчатое колесо - вал» выбрать средства измерения.

Исходные данные:

= 1,2 кВт;

= 138 ;

= 30 Мпа;

Z₂ = 48.

1.1.1 Расчет силовых факторов

Крутящий момент на валу:

где

.

Определяем диаметр выходного конца вала по пониженным допускаемым напряжениям кручения:

где

Принимаем значение диаметра из стандартного ряда Ra40 ГОСТ 6639-69

Муфта фланцевая 63-24-11-У3 по ГОСТ 20761-96 с номинальным вращающим моментом Т = 63 Нм исполнения 1, из стали (1), климатическое исполнение - У, категория 3 с цилиндрическим отверстием для коротких валов, которая согласно ГОСТ 12080-66 имеет посадочные размеры:

В соответствии с условиями по передаче нагрузки для соединения «полумуфта - выходной конец вала» назначаем посадку 24 Н7/к6 [6].

Устанавливаем по таблицам стандартов [2,3] для выходного конца вала допустимые отклонения формы и расположения поверхностей, шероховатость (таблица 1).

Таблица 1 - Параметры точности выходного конца вала - в микрометрах

Характеристики параметра	Параметры
				Ra
Выходной конец вала -	3	8	8	0,4



Определяем масштабный коэффициент м:

где --принятый диаметр вала, мм;

-- измеренный диаметр по схеме, мм.

Замеряем размеры ступеней (диаметры и их длины) и умножаем на и принимаем для них стандартные значения из ряда R_а 40 по ГОСТ 6639-69, а их результаты заносим в таблицу 2.

Таблица 2 - Результаты расчета параметров компоновочной схемы вала

№ п/п	Параметры, мм
	Диаметр, d	Длина, l
	изм.	расч.	принимаем	изм.	расч.	принимаем
1	Полумуфта - выходной конец вала	-	-	24 ГОСТ 6639-69	-	-	50 ГОСТ 6636-69
2	Манжета - вал	17,0	25,5	26,0	17,0	25,5	26,0
3	Подшипник - вал	19,0	28,5	30 ГОСТ 8338-75	7,0	10,5	19 ГОСТ 8338-75
4	Вал	21,5	32,25	34,0	3,0	4,5	4,5
5	Вал	24,0	36,0	36,0	21,0	31,5	32,0
6	Зубчатое колесо - вал	21,0	31,5	32,0	19,5	29,25	30,0
7	Подшипник-вал	19,0	28,5	30 ГОСТ 8338-75	7,0	10,5	24,0
8	Ступень	-	-	-	-	-	185,5

В зацеплении со стороны шестерни действует сила:

Окружное усилие:



где d₁ - делительный диаметр колеса тихоходной ступени;

т - модуль зацепления;

Z₁ - число зубьев колеса;

в - угол наклона зубьев, в = 0.

Радиальное усилие:

где - угол зацепления в нормальном сечении,

Осевое усилие в зацеплении [2, с.280]:

Консольное усилие от муфты предварительно рассчитываем по формуле:

Для указанного вала принимаем:

Определяем реакции опор. Строим схему сил, действующих на вал:



Рисунок 1 - Схема сил, действующих на вал.

Определяем базовые расстояния между характерными точками узла для уравновешивания силовых факторов компоновочной схемы вала:

Принимаем

Принимаем

Принимаем

Определяем опорные реакции в плоскости YOZ:

Сумма моментов относительно точки А равна нулю:

Сумма моментов относительно точки В равна нулю:

Делаем проверку:

Определяем опорные реакции в плоскости XOZ:

Сумма моментов относительно точки А равна нулю:

Сумма моментов относительно точки В равна нулю:

Знак минус указывает, что реакция направлена в обратную сторону.

Делаем проверку:

Определяем суммарные реакции:



Определяем тип подшипников установленных на валу, для этого вычисляем соотношение:

где осевое усилие в зацеплении

Выбираем шариковые радиальные подшипники средней серии с условным обозначение 315.

Назначаем и обосновываем посадки для соединений, расположенных на приводном валу, результаты которых сводим в таблицу 3.

Таблица 3 - Характеристика параметров сопряжений типовых соединений компоновочной схемы вала

Соединение и посадка	Предельные отклонения, мкм	Допуски	Зазор S, (натяг) N, мкм	Шероховатость поверхности Ra, мкм
	ES(es)	EI(ei)	мкм	max	min
1	2	3	4	5	6	7	10
1. «Зубчатое колесо - вал»		+25	0	39	23	16	2,5
		+16	+2	39			0,8
2. «Корпус-крышка подшипника»		+190	0	380	380	0	12,5
		0	-190	380			6,3
3. «Наружное кольцо-корпус»		30	0	43	43	0	2,5
		0	-13	43			-
4. «Внутр. кольцо-вал»		+0	-10	23	6,5	16,5	-
		+6,5	-6,5	23			0,8

1.1.2 Выбор средств измерений

Для деталей сопряжения «Зубчатое колесо - вал » - 32Н7/k6 выбираем средства измерений.

В выборе средств измерений [9,10] на производстве участвуют метрологическая, технологическая и экономическая службы, каждая из которых дает компетентное заключение об эффективности и возможности использования того или иного средства измерения в технологическом процессе изготовления выпускаемой продукции.

При выборе универсальных измерительных средств стандарт РД 50-98- 86 рекомендует, чтобы соблюдалось условие

, мкм

где - предельная погрешность средств измерений;

- допускаемая погрешность размера, мкм.

В стандарте приведены комбинации возможных средств измерений и даны их метрологические характеристики применительно к рассматриваемым условиям измерений.

Для единичного измерения в условиях мелкосерийного (индивидуального) производства или разового контроля следует выбирать средство измерений с близкой или равной .

Тогда для контроля размеров деталей с учетом только метрологической оценки показателей стандарт РД 50-98-86 рекомендует:

а)внутренних размеров - отверстия 32Н7

Таблица 4 - Выбор средств измерений для отверстия 32Н7

Размер Dн, мм	Допуск IТ7,мкм	Допускаем погреши. , мкм	Характеристика средств измерений
			комбинации	предельн. погрешнос. , мкм	вид СИ
32Н7	25	7	5в	3,5	Нутромеры индикаторные (НИ) с ценой деления отсчетного устройства 0,01 мм
			6а	5,5	Нутромеры индикаторные (НИ) при замене отсчетного устройства измерительной головки (ИГ) 0,001 или 0,002 мм
			7а	5	Нутромеры с ценой деления отсчетного устройства 0,001 и 0,002 мм
			9а	4,5	Пневматические пробки с отсчетным прибором с ценой деления 1 мкм и 0,5 мкм с настройкой по установочным кольцам5
			12	3	Микроскопы универсальные измерительные при использовании штриховой головки6,7

Вывод: принимаем 5в - нутромеры индикаторные (НИ) с ценой деления отсчетного устройства 0,01 мм.

Для измерения размеров вала достаточно ограничиться накладными средствами измерений.

б) наружного размера - вала 32k6 - накладными средствами измерений.

Таблица 5 - Выбор средств измерений для вала 32k6

Размер dH,мкм	Допуск IТ6, мкм	Допускаем, погрешнос. , мкм	Характеристика средств измерений
			Комбинации	предельн. погреши. ДНш, мкм	Вид СИ
32k6	16	5	4б**	5	Микрометры гладкие (МК) с величиной отсчета 0,01 мм при установке на нуль по установочной мере
			5г**	5	Скобы индикаторные (СИ) с ценой деления 0,01 мм
			6б**	4,5	Микрометры рычажные (МР или МРИ) с ценой деления 0,002 мм и 0,01 мм при установке на нуль по установочной мере и скобы рычажные (СР) с ценой деления 0,002 мм при настройке на нуль по концевым мерам длины при использовании на всем пределе измерения

Вывод: принимаем 5г** - Скобы индикаторные (СИ) с ценой деления 0,01 мм.

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

Для шпоночного соединения, исходя из его назначения и вида, обосновать выбор посадок, назначить поля допусков, предельные отклонения и установить допуски формы и расположения, шероховатость сопрягаемых поверхностей. Построить схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения, выявить характер посадки и определить значения зазоров и натягов в соединении.

Для рассматриваемого шпоночного соединения полумуфты с валом по условию задания принимаем призматическую шпонку исполнения 1 по ГОСТ 23360-78.

Так как к заданному узлу предъявляются особые требования, связанные с передачей нагрузки, то принимаем для посадок шпонки плотное соединение, которое имеет следующие поля допусков:

шпонки - h9; паза вала - N9; паза втулки - Js9.

Тогда характеристика параметров шпоночного соединения будет иметь вид [7,8]:

а) «Зубчатое колесо - вал» - ;

шпонка - b х h х l = 10h9 х 8h11 х 25h14 мм;

исполнение -1;

ширина шпонки - b = 10h9;

высота шпонки - h = 8h11;

ширина паза вала - = 10N9;

ширина паза втулки - = 10Js9;

длина шпонки - l = 25h14;

длина паза вала - = 25Н15;

глубина паза вала - = 5,0;

глубина паза втулки - = 3,3;

посадка шпонки в паз вала по ширине -;

посадка шпонки в паз втулки по ширине -;

посадка шпонки в паз вала по длине -

Устанавливаем значения предельных отклонений на сопрягаемые и несопрягаемые параметры шпоночного соединения для деталей «Зубчатое колесо - вал».

Имеем:

шпонка - b х h х l =;

по ширине:

1)10N9

;

;

;

;

.

2)10h9

;

;

;

;

.



3)10Js9

;

;

;

.

Рассмотрим соединение :

;

.

Рассмотрим соединение :

;

.

по высоте:

1) Высота паза шпонки на валу:

мм;

мм;

мм.

2) Высота паза шпонки на втулке:

;

мм;

мм.

3) Высота шпонки 8h11

;

;

;

;

.

по длине шпонки:

25H15/h14

1) ;

;

;

;

;

.

2) ;

;

;

;

;

.

Производим расчёт предельных значений всех основных размеров сопрягаемых и несопрягаемых параметров в шпоночном соединении:

а) шпонка - b х h х 1 = 10h9х8h11х25h14 мм;

ширина - b = 10h9_(-0,036);

T_d = b_max - b_min = es - ei = 10 - 9,964 = 0 - (-0,036) = 0,036 мм;

высота - h = 8h11_(-0,090);

h_max = h_H + es = 8 + 0 = 8 мм;

h_min = h_H + ei = 8 + (-0,090) = 7,910 мм;

T_h = h_max - h_min = es - ei = 8 - 7,910 = 0 - (-0,090) = 0,090 мм;

длина - = 25hl4₍._0,52);

= l_max - l_min

б) паза вала B₁ x L₁ x T_l = 1N9x25H15x4;

ширина - B₁ = 10N9_(-0,036);

= - = ES - EI = 10 - 9,964 = 0 - (-0,036) = 0,036 мм;

длина - - 25Н15^(+0,84);

;

глубина - = ;

= T_max - = es - ei = 5,1 - 5,0 = 0,1 - 0 = 0,1 мм;

в) паза втулки - х T₂;

ширина - B₂ = 10Js9();

T_B2 =B_2max- B_2min = ES - EI = 10,018 - 9,982 = 0,018 - (-0,018) = 0,036 мм;

глубина - T₂ = 3,3^(+0,1);

= T_2max - T_2min= es - ei = 3,4 - 3,3 = 0,1 - 0 = 0,1 мм.

Строим схемы расположения полей допусков шпоночного соединения (лист 4). Анализ расположения полей допусков деталей соединения указывает на то, что это переходные посадки, которые характеризуются как с зазором так и натягом.

Рассчитываем значения зазоров и натягов посадок в соединениях:

а) «шпонка - паз вала» - B₁(b) = :

;

;

= S_max + N_max = T_s + T_N = 0,036 + 0,036 = 0,072 мм.

в) «шпонка - паз втулка» - B₂(b) = :

;

.

= S_max + N_max = T_S+ T_N = 0,054 + 0,018 = 0,072 мм;

Полученные результаты расчетов заносим в таблицу 6.



Таблица 6 - Размерные характеристики параметров шпоночного соединения

Наименов. элементов соединения	Номин. размер Вн(bн), LH(lh),мм	Поле Допуска (посадка)	Предельные	Предельные	Допуски размера (посадки) Тв(d), TL(l), Th,TS(N), мм	Зазор S, (натяг-N), мм
			отклонения, мм	размеры, мм
			ES (es)	El (ei)	max	min		max	min
Шпонка:
ширина	10	h9	0	-0,036	10	9,964	0,036	-	-
высота	8	h11	0	-0,09	8	7,91	0,09	-	-
длина	25	h14	0	-0,52	25	24,48	0,52	-	-
Паз вала:
ширина	10	N9	0	-0,036	10	9,964	0,036	-	-
длина	25	Н15	1,2	0	25,84	25	0,84	-	-
глубина	5,0	-	0,1	0	5,1	5,0	0,1	-	-
Паз втулки:
ширина	10	Js9	+0,018	-0,018	10,018	9,982	0,036	-	-
глубина	3,3	-	0,1	0	3,4	3,3	0,1	-	-
Соединение: «шпонка- паз вала» «шпонка-паз втулки»	10		-	-	-	-	0,072	0,036	0,036
	10		-	-	-	-	0,072	0,054	0,018

Устанавливаем по таблицам стандартов допустимые отклонения формы и расположения поверхностей [14,15,16], их шероховатость. Имеем:

Таблица 7 - Параметры точности для соединения в микрометрах

Характеристики параметра	Параметры
				Ra
Зубчатое колесо	8	20	20	1,6
Вал	5	12	12	0,8



Шероховатость несопрягаемых поверхностей шпонкой, паза вала и паза втулки - Ra = 6.3 мкм.

Вычерчиваем эскизные изображения шпоночного соединения и его деталей (лист 4). Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, в пределах которого находятся как отклонения ширины паза, так и отклонения его расположения.

Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами.

На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производят с помощью предельных калибров.

Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза (d + Т₂) контролируют пробкой со ступенчатым выступом. Глубину паза вала проверяют кольцевыми приборами - глубиномерами; симметричность расположения паза относительно осевой плоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой, а у вала - накладной призмой с контрольным стержнем.

При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерения, так и калибры.

Из большого числа размеров шпоночного соединения за счёт пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать универсальные средства измерения, а при восстановлении желательно применять предельные калибры.

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

Вместо шпоночного соединения «Зубчатое колесо - вал» - назначить шлицевое соединение «зубчатое колесо - вал». Обосновать выбор метода центрирования, системы и посадок. Определить предельные отклонения выбранных полей допусков центрирующих и не центрирующих параметров. Построить схемы расположения полей допусков. Вычертить эскизы шлицевого соединения и его деталей в поперечном сечении, показать их условные обозначения.

Назначить шероховатости поверхностей деталей шлицевого соединения. Обосновать выбор средств измерения для комплексного и поэлементного контроля деталей соединения.

Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилем. Определяем серию шлицевого соединения [13] из условия прочностей расчёта на смятие:

где суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала, мм³/мм;

длина шлицевого соединения, равна длине ступицы зубчатого колеса;

допускаемое напряжение смятия для материала вала (для стали

Определяем :

Принимаем по таблицам стандарта ГОСТ 1139-80 для условия:

шлицевое соединение прямобочного профиля легкой серии-комплексная характеристика которого имеет вид:

где

z - число шлицев;

внутренний диаметр шлицевой втулки (шлицевого вала), мм;

наружный диаметр шлицевой втулки (шлицевого вала), мм;

ширина впадины шлицевой втулки (шлицевого вала), мм.

Заданное шлицевое соединение неподвижное, передача нереверсируемая, используется в редукторе сельскохозяйственного назначения.

Поскольку шлицевому соединению не предъявляются особые требования по передачи нагрузки и изготовлению, то назначаем для него самый простой и технологичный способ центрирования по наружному диаметру - D, который наиболее широко используется в автотракторном и сельскохозяйственном машиностроении. Центрирование по наружному диаметру рекомендуется, когда втулка термически не обрабатывается и когда твердость ее материала допускает обработку протягиванием. При этом способе обработки предварительные значения параметров размеров и состояния поверхностей достигаются при проходе протяжки через отверстия втулки, а окончательные последующим шлифование сопрягаемых поверхностей. По всем центрирующим и не центрирующим элементам обеспечивается зазор необходимый для того, чтобы компенсировать погрешности формы и расположения поверхностей шлицевых зубьев и впадин. Шлицевой вал изготавливают исполнения - 2, который обрабатывается на токарных, шлице-шлифовальных станках.

Поля допусков и посадок для размера D(d) и не центрирующих параметров и выбираем по таблицам стандартов. Назначаем окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей.

Стандарт устанавливает для параметров шлицевого соединения следующие поля допусков:

а) не центрируемы диаметр - :

- для шлицевой втулки - ;

- для шлицевого вала - ;

б) центрируемый диаметр :

- для шлицевой втулки - ;

- для шлицевого вала - ;

в) не центрируемый размер - :

- для шлицевой втулки - ;

- для шлицевого вала - ;

Тогда характеристика выбранного шлицевого соединения будет иметь вид:

Назначаем предельные отклонения на все элементы шлицевого соединения:

а) шлицевая втулка - D - :

внутренний диаметр - ;

наружный диаметр - ;

ширина впадины - ;

б) шлицевой вал - :

исполнение - 2;

внутренний диаметр - ;

наружный диаметр - ;

толщина шлица - .

Вычисляем предельные размеры и допуски всех элементов соединения:

а) шлицевая втулка - D - :

внутренний диаметр - ;

;

;

;

наружный диаметр - ;

;

;

;

ширина впадины - ;

;

;

;

б) шлицевой вал - :

внутренний диаметр - ;

;

;

;

наружный диаметр - ;

;

;

;

толщина шлица - ;

;

;

;

А также значения зазоров (натягов) и допуски посадок в соединениях:

а) по не центрирующему размеру :

;

;

;

б) по центрирующему диаметру :

;

;

;

в) по размеру :

;

;

;



Результаты полученных расчетов заносим в таблицу 8.

Таблица 8 - Размерные характеристики параметров шлицевого соединения

Наименование элементов соединения	Номинальный размер, мм поле допуска (посадка)	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм	Допуск размера посадки	Зазор - S, (натяг - N), мм
				max	min		max	min
А) Центрирующие:
внутренний диаметр втулки		+0,025	0	40,025	40,0	0,025	-	-
внутренний диаметр вала		+0,008	-0,008	40,008	39,992	0,016	-	-
Б) Не центрирующий:
внутренний диаметр втулки		+0,16	0	36,16	36,0	0,16	-	-
внутренний диаметр вала		0	-2,1	36,0	33,9	2,1	-	-
ширина впадины втулки	7F8	+0,035	+0,013	7,035	7,013	0,022	-	-
В) Соединения: по центрирующему параметру D(d)		-	-	-	-	0,041	0,033	0,008
по размеру		-	-	-	-	2,26	0,16	2,1
по размеру B(b)		-	-	-	-	0,096	0,07	0,026

Устанавливаем по таблицам стандартов допускаемые отклонения формы и расположения поверхностей, шероховатость (таблица 9).



Таблица 9 - Параметры точности шлицевого соединения в микрометрах

Характеристика параметра	Параметры
шлицевая втулка
	50	120	120	-	-	-
	8	20	20	-	-	-
	-	-	-	12	8	16
шлицевой вал
	-	-	-	-	-	-
	5	12	12	-	-	-
	-	-	-	12	8	16

Шероховатость параметров деталей шлицевого соединения

шлицевая втулка:	шлицевой вал:

посадка сопряжение вал шпоночный

Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения. Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков, назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении, контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.

Вычерчиваем эскизные изображения шлицевого соединения и его деталей (лист 5) с указанием характеристик параметров точности [11].



2. ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ

2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом

Вместо шпоночного соединения «Зубчатое колесо - вал» , рассчитать и выбрать посадку с натягом. Построить схему расположения функциональных полей допусков деталей сопряжения. Вычертить эскизы сопряжения и его деталей и указать посадку, предельные отклонения размеров, назначить шероховатость сопрягаемых поверхностей.

Передаваемый крутящий момент Т = 83,04 Н•м, осевая сила F_a = 0 H, диаметр вала d = 32 мм, наружный диаметр ступицы d < l = 1,6 • 32 = 51,2 мм.

Принимаем d = 53 мм.

2.1.1 Расчёт наибольшего функционального натяга

Определяем величину наибольшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей. Принимаем для деталей Сталь 45:

втулки:

вала:

где предел текучести материала деталей при сопряжении.

Согласно теории наибольших касательных напряжений, наиболее близко соответствующей экспериментальным данным, условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности втулки. Для снижения пластических деформаций берётся наименьшее из двух значений -

Наибольший расчётный натяг, при котором возникает наибольшее допускаемое давление , находятся по формуле:

Значение коэффициента Ляме (коэффициент жёсткости деталей) вычисляется по формуле:

где D₁ - диаметр отверстия вала, D₁ = 0.

Определяем величину наибольшего функционально натяга с учётом смятия микронеровностей по формуле:

(2.6)

2.1.2 Расчёт наименьшего функционального натяга

Определяем величину наименьшего допускаемого давления на сопряжённых поверхностях деталей:

Определяем величину наименьшего расчётного натяга:

Определяем по формуле N_minf = N_minp + U величину наименьшего функционального натяга:

N_minf = N_minp + 5 • (R_aD + R_ad),(2.9)

N_minf = 8,8 + 5 • (0,8 + 1,25) = 19,05 мкм.

2.1.3 Выбор посадки

По предельным функциональным натягам (N_maxf, N_minf) выбирается посадка, удовлетворяющая условиям:

N_maxt < N_maxf на величину запаса прочности соединения при сборке (технологический запас прочности), т. е.:

N_з.с. = N_maxf - N_maxt. (2.10)



N_mint > N_minf на величину запаса прочности соединения при эксплуатации, т.е.:

N_з.е. = N_mint - N_minf. (2.11)

N_з.е. > N_з.с., так как запас прочности деталей при сборке N_з.с.. нужен только для случая возможного понижения прочности материала деталей, повышения усилий запрессовки из-за возможных перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры.

Посадка выбирается в системе отверстия из числа предпочтительных или рекомендуемых ГОСТ 25347-82. По таблицам стандартов выбираем посадку , у которой

N_maxt = 25 мкм; N_mint = 60 мкм.

N_з.с. = 78,15 - 25 = 53,15 мкм;

N_з.е. = 60 - 19,05 = 40,95 мкм.

Определяем коэффициент запаса прочности выбранной посадки:

T_N = N_maxt - N_mint = 25 - 60 = 35 мкм;

Условие соблюдается, следовательно посадка выбрана правильно.



3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Для подшипникового узла выбрать и обосновать посадку по наружному и внутреннему диаметру, установить вид нагружения колец подшипника. Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей. Рассчитать предельные размеры сопрягаемых деталей, зазоры (натяги), их допуски.

Тип подшипников, их конструктивные особенности и номинальные размеры выбираются на стадии проектирования узла в зависимости от условий работы. Надёжность работы подшипниковых узлов в значительной степени зависит от правильного выбора посадки колец подшипника на вал и в корпус. Класс точности подшипников выбирают исходя из требований, предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма. Поскольку к передаточному механизму узла не предъявляются особые требования по передаче точности вращения, то для рассматриваемой схемы принимаем класс точности подшипника качения - нормальный, который имеет условное обозначение на чертежах - 0.

Выбор посадок посадок подшипника качения требует определения видов нагружения (местное, циркуляционное, колебательное). Если передача на вал крутящего момента осуществляется цилиндрическими зубчатыми колёсами, то на вал действует радиальная нагрузка, постоянная по направлению и величине.

Так как вал вращается, а корпус неподвижен, следовательно, внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение, а наружное - местное.

Устанавливаем параметры подшипника качения:

подшипник шариковый радиальный - № 306;

класс точности - нормальный (0);

серия - нормальная (0);

диаметр внутреннего кольца: D = 30 мм;

диметр наружного кольца: d = 72 мм;

ширина кольца подшипника: b = 19 мм;

радиус фаски - r = 2,0 мм.

Производим расчет внутреннего циркуляционно - нагруженного кольца подшипника по формуле:

(3.1)

где R - радиальная нагрузка на подшипник. Принимаем R = R_B = Н;

b_р - рабочая ширина подшипника, м; принимаемая как b_р = b - 2r = 15 мм,

где b - ширина кольца подшипника, м; r - радиус фаски, м.

К_П - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки. Для режима работы Н - нормальный принимаем К_П - 1;

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе. Принимаем для сплошного вала

F = 1;

F_A - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в подшипниках. Для однорядных подшипников принимаем F_А = 1.

Тогда

Для посадочной поверхности вала при заданном нагружении стандарт рекомендует поля допусков k5 и kб (js6), а с учетом класса точности подшипника (0) окончательно принимаем js6.Тогда посадка внутреннего кольца подшипника на вал будет иметь вид:



Поля допусков посадочной поверхности отверстия корпуса с учетом режима работы подшипника (Н) устанавливается стандартом как Н6 и Н7. С учетом класса точности окончательно принимаем Н7. Тогда посадка наружного кольца подшипника в отверстие корпуса будет иметь вид:

По таблицам стандартов устанавливаем численные значения предельных отклонений присоединительных диаметров колец подшипника и посадочных поверхностей сопрягаемых деталей. Имеем:

внутреннее кольцо - L0₍._0,010);

шейка вала -

наружное кольцо - ш72l0_(-0,013);

отверстие в корпусе - ш72H7^(+0,03).

Производим расчет предельных значений присоединительных размеров диаметров и сопрягаемых поверхностей деталей, а также их допуски:

а) внутреннее кольцо - ш30L0_(-0,010)

D_mах = D_н + ЕS = 30 + 0 = 30 мм;

D_min = D_н + ЕI = 30 + (-0,010) = 29,99 мм;

Т_D = D_max - D_min = ЕS - ЕI = 30 - 29,99 = 0 - (-0,010) = 0,010 мм;

б) шейка вала - :

d_mах = d_H + es = 30 + 0,0065 = 30,0065 мм;

d_min = d_H + ei = 30 + (-0,0065) = 29,9935 мм;

Т_d = d_max - d_min = es - ei = 30,0065 - 29,9935 = 0,0065 - (-0,0065) = 0,013 мм;

в) наружное кольцо - 72l0_(-0,013);

d_mах = d_H + es = 72 + 0 = 72 мм;

d_min = d_H + ei = 72 + (-0,013) = 71,987 мм;

Т_d = d_max - d_min = es - ei = 72 - 71,987 = 0 - (-0,013) = 0,013 мм;

г) отверстие корпуса 72H7^(+0,03):

D_mах = D_н + ЕS = 72 + 0,03 = 72,03 мм;

D_min = D_н + ЕI = 72 + 0 = 72 мм;

Т_D = D_max - D_min = ЕS - ЕI = 72,03 - 72 = 0,03 - 0 = 0,03 мм;

Строим схемы расположения полей допусков подшипникового соединения (лист 3). Анализ расположения полей допусков деталей соединения указывает на то, что в сопряжении:

«внутреннее кольцо - вал» - посадка с натягом;

«наружное кольцо - отверстие корпуса» - посадка с зазором.

Определяем значения зазоров и натягов в соединениях:

а) «внутреннее кольцо - вал» - :

N_mах = d_max - D_min = es - EI = 30,0065 - 29,99 = 0,0065 - (-0,010) = 0,0165 мм;

N_min = d_min - D_max = ei - ES = 30,0065 - 30 = 0,0065 - 0 = 0,0065 мм;

T_N = S_max + N_min = T_d + T_D = 0,0165 + 0,0065 = 0,023 мм;

б)«наружное кольцо - отверстие корпуса» - :

S_mах = D_max - d_min = ES - ei = 72,03 - 71,987 = 0,03 - (-0,013) = 0,043 мм;

S_min = D_min - d_max = EI - es = 72 - 72 = 0 - 0 = 0 мм;

T_S = S_max - S_min = T_d + T_D = 0,043 + 0 = 0,013 + 0,03 = 0,043 мм;

Выполняем проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или в корпус с натягом.

По ГОСТ 24810-81 определяем предельные значения зазоров в подшипнике:

G_remin = 13 мкм;

G_remax = 28 мкм;

G_recp = 0,5 • (13 + 28) = 20,5 мкм.

Вычисляем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца. Для этого определяем приведённый наружный диаметр внутреннего кольца:

(3.2)

Действительный натяг:

Определяем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца:

Посадочный зазор определяем по формуле:

Следовательно, при намеченной посадке после установки подшипника на вал в нём образуется радиальный зазор, который и будет являться посадочным.

Результаты полученных расчетов заносим в таблицу 10.

Таблица 10 - Размерные характеристики параметров подшипникового соединения

Наименов. элементов соединения	Номин. размер Dн(dн), мм	Поле Допуска (посадка)	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мкм	Допуски размера (посадки) Тв(d), TL(l), Th,TS(N), мм	Зазор S, (натяг-N), мм
			ES (es)	El (ei)	max	min		max	min
Присоединительные параметры:
внутреннего кольца		L0	0	-0,010	30	29,99	0,010	-	-
шейки вала		js6	+0,0065	-0,0065	30,0065	29,9935	0,013	-	-
отверстия корпуса		H7	0,03	0	72,03	72	0,03	-	-
наружного кольца		l0	0	-0,013	72	71,987	0,013
Соединений:
«внутреннее кольцо - вал»		-	-	-	-	-	0,023	0,0165	0,0065
«наружное кольцо - вал»		-	-	-	-	-	0,043	0,013	0,043

Устанавливаем по таблицам стандартов допустимые отклонения формы, взаимного расположения посадочных поверхностей и их шероховатость.



Таблица 11 - Параметры точности деталей подшипникового соединения в микрометрах

Характеристика параметра	Параметры
					Ra
				расч.	стандарт.
Отверстие корпуса
	7,5	7,5	-	15,2	12	1,25
заплечики	-	-	46	-	-	2,5
Шейка вала
	3,5	3,5	-	7,6	6	1,25
заплечики	-	-	21	-	-	25

Вычерчиваем эскизные изображения подшипникового соединения и его деталей с нанесением значений выбранных параметров (лист 7).



4. РЕШЕНИЕ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

Выполнить расчет линейной размерной цепи узла (рисунок 4) с номинальным значением замыкающего звена мм. Выполнить размерный анализ и построить схему размерной цепи. Рассчитать размерную цепь методом неполной взаимозаменяемостью -- НПВ, сделать вывод о применении вышеназванных методов.

Рисунок 4 - Линейная размерная цепь.

Составляем размерную цепь (рисунок 4) и выявляем характер (увеличивающие и уменьшающие) звеньев по заданному чертежу.

Устанавливаем размерные связи деталей и их размеры до сборочных баз:

Проверяем правильность составления размерной цепи:

где m - увеличивающие звенья;

n - уменьшающие звенья.

Полученные значения номинального размера замыкающего звена соответствует заданному. Следовательно размерная цепь составлена правильно.

По заданным отклонениям замыкающего звена находим его допуск:

Определяем коэффициент точности размерной цепи с учетом известных допусков (стандартных изделий) и по нему устанавливаем квалитет:

где ;

Принимаем, что рассеяние действительных размеров подчиняется закону нормального распределения (закону Гаусса), для которого коэффициент относительного рассеяния

коэффициент риска, зависящий от процента выхода размеров замыкающего звена за границы допуска - Р. Для Р=0,05% принимаем

сумма допусков известных звеньев;

k - число звеньев с известными допусками.

- . сумма единиц допусков неизвестных звеньев, мкм.

Имеем:

Устанавливаем, что полученный коэффициент точности а_с находится в интервале между 10 и 11 квалитетами точности ( = 230 и = 290), но ближе к 10 квалитету. Поэтому принимаем в расчетах параметров нестандартных звеньев 10 квалитет точности.

Так как коэффициент точности а_с не соответствует стандартному, то одно из звеньев размерной цепи выбираем в качестве корректирующего звена для увязки допусков.

При выборе корректирующего звена руководствуемся следующими соображениями:

если а_с< а_ст, по которому выбран квалитет, и, следовательно, на корректирующее звено должен быть установлен более жесткий допуск, то в качестве корректирующего звена выбираем наиболее простое в изготовлении звено;

при а_с> а_ст, когда на корректирующее звено может быть назначен более грубый допуск, в качестве его выбирают наиболее сложное в изготовлении звено.

Поскольку < , то в качестве корректирующего звена принимаем наиболее простое в изготовлении звено -- Б₅ = 500 мм, а на все остальные звенья назначаем допуск по 10 квалитету.

Допуски составляющих звеньев составят:

Т₁ = 120 мкм;

Т₂ = 230 мкм;

Т₃ = 84 мкм;

Т₄ = 58 мкм;

Т₆ = 58 мкм;

Т₇ = 120 мкм

Нестандартный допуск корректирующего звена находим по формуле:

Устанавливаем отклонения на звеньях размерной цепи из принятого правила: для охватывающих размеров, как на основные отверстия , для вала h11, открытые размеры

; ; ; ;

Определяем середину координаты полей допуска корректирующего звена:



где - соответственно верхнее и нижнее отклонения составляющих звеньев, мм.

Тогда:

Вычисляем координату середины поля допуска корректирующего звена:

Устанавливаем предельные отклонения корректирующего звена:

Таким образом, корректирующее звено имеет размерную характеристику:

Производим проверку правильности расчета размерной цепи:

Результаты полученных расчетов размерной цепи сводим в таблицу 12.

Таблица 12 - Результаты расчетов размерной цепи методом неполной взаимозаменяемости

Наименование звена	Обозначение	Номинальный размер, мм	Допуск iT, мкм	Отклонение, мм	Квалитет N, Класс точности
			задан.	принят	ES(ei)	EI(ei)
Уменьшающее		60	-	190	0	-0,19	11
		368	-	360	+0,36	0	11
		28	480	480	-0,645	-1,125	0
		54	-	190	+0,095	-0,095	11
Увеличивающее		7	-	90	+0,045	-0,045	11
		500	-	400	+0,2	-0,2	кор.
		7	-	90	+0,045	-0,045	11
Замыкающее		4	1800	1800	0	-1,8	-

Заключение: назначенные допуски и предельные отклонения составляющих звеньев конструкции узла, рассчитанные методом полной взаимозаменяемости обеспечивают заданную точность замыкающего звена в установленных пределах.

Результаты расчетов размерной цепи замыкающего звена для конструкции узла представлены на геометрической схеме (рисунок 3).

Рисунок 5 - Структурная и геометрическая схема размерной цепи узла для замыкающего звена мм.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора -- машиностроителя Т. 2 - Москва: Машиностроение, 2001

2. Палей М.А. и др. Допуски и посадки: Справочник Ч.1 - СПБ: Политехника, 2001

3. Палей М.А. и др. Допуски и посадки: Справочник Ч.2 - СПБ: Политехника, 2001

4. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: справочное пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинков - Минск: Высшая школа 1986, - 400 с.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: справочное пособие / А.Е. Шейнблит - Москва: Высшая школа, 1991, - 432 с.

6. Стандартизация, метрология, взаимозаменяемость: методическое пособие / К.В. Сашко и др. - Минск: БГАТУ, 2006, - 148 с.

7. ГОСТ 25346 - 89. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основные отклонения.

8. ГОСТ 25347 - 82. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки.

9. ГОСТ 8.051 - 81. Государственная система обеспечения единства измерений. Погрешности, допускаемые при измерении линейных размеров до 500 мм.

10. РД 50-98-86. Методические указания. Выбор универсальных средств измерений линейных размеров до 500 мм (По применению ГОСТ 8.051 - 81).

11.ГОСТ 2.409 - 79. Правила выполнения чертежей зубчатых (шлицевых) соединений.

12. ГОСТ 3325 -- 85. Поля допусков и технические требования к посадкам, поверхностям валов и корпусов.

13. ГОСТ 23360 -- 78. Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шицевые прямобочные. Размеры и допуски.

14. ГОСТ 24642 - 81. Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Основные термины и определения.

15. ГОСТ 24643 - 81. Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые значения.

16. ГОСТ 520 - 2002. Подшипники шариковые и роликовые. Технические требования.

17. ГОСТ 2789 - 73. Шероховатость поверхности. Параметры и характеристики.

18. РД 50-635-87. Цепи размерные. Основные понятия. Методы расчета линейных и угловых цепей.

Размещено на Allbest.ru

...