Расчёт посадок и соединений в двухступенчатом редукторе

1.dwg

МетрологияПЗ.doc

Цель работы – расчет основных посадок гладких и резьбовых цилиндрических соединений расчет размерных цепей и рабочих калибров посадок и скоб выбор универсальных средств измерений разработка проекта стандарта предприятия.
В процессе работы проводился расчет посадки с натягом 34G7y7 и для переходной посадки 18Н7k6 определена вероятность получения посадки с зазором Ps = 89%.
Проводился расчет исполнительных размеров калибра для контроля соединения 18Н7k6.
Для ведомого вала составлена размерная цепь и по допуску замыкающего звена определены отклонения составляющих звеньев (обратная задача) и по допускам составляющих звеньев определен допуск и отклонения замыкающего звена (прямая задача).
Рассчитаны и выбраны посадка для внутреннего js6 и наружного подшипников качения Н7. Обоснована и выбрана посадка для резьбового соединения - для среднего класса точности посадка наружной резьбы равна 6g а для внутренней резьбы 6Н. Для зубчатого колеса выбраны параметры контролирующие кинематическую норму точности (Fr Fw) норму плавности (fpb fpt) и контакта зубьев (fx fy) и бокового зазора (EWms Twm).
Основной задачей курсовой работы является практическое использование знаний полученных в процессе изучения курса развитие навыков в расчете и выборе посадок и точности соединений при проектировании.
Курсовая работа комплексно решает инженерное обеспечение взаимозаменяемости в различных соединениях механизмов. Содержание задачи отвечает разделам курса что позволяет выполнить их непосредственно после проработки и усвоения определенного раздела используя при этом соответствующие нормативные материалы государственных стандартов (ГОСТов).
Курсовая работа оформляется в виде пояснительной записки которая содержит расчет и обоснование выбранных посадок схемы полей допусков и расчетные схемы выполненные в масштабе таблицы эскизы деталей.
Расчет и выбор посадок гладких цилиндрических соединений
1 Расчет и выбор посадок с натягом
Расчет посадок с натягом производят в следующей последовательности.
Рисунок 1 – Расчетная схема
) Определяем требуемое минимальное давление [Pmin] Па на контактных поверхностях сопрягаемых деталей при действии осевой силы и крутящего момента
где Мкр – крутящий момент стремящийся повернуть одну деталь относительно
d – номинальный диаметр сопряжения м;
f – коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или
Определяем требуемое минимальное давление по формуле (1.1)
) Определяем наименьший расчетный натяг NРнм м
Ев Еа – модули упругости материалов соответственно вала и отверстия Па;
Св Са – коэффициенты Ляме.
Коэффициенты Ляме Св Са определяются по следующим зависимостям:
где d – номинальный диаметр сопряжения м;
d1 – внутренний диаметр охватываемой детали (вала)мм;
в – коэффициент Пуассона охватываемой детали равный 03 т.к. детали изготовлены из Сталь 50.
Коэффициент Ляме Св определим по формуле (1.3)
d2 – диаметр ступицы шестерни мм;
– коэффициент Пуассона охватывающей детали. Равен в
Коэффициент Ляме СА определим по формуле (1.4)
Определяем наименьший расчетный натяг NРнм м по формуле (1.2)
) Определяем значения наименьшего функционального натяга NFнм мкм
где NРнм - наименьший расчетный натяг м;
Δш - поправка учитывающая степень смятия неровностей контактных
поверхностей деталей при запрессовке мкм;
Δt - поправка учитывающая различие коэффициентов линейного
расширения материалов соединяемых деталей и разность между рабочей
температурой детали и температурой сборки мкм;
Δv - поправка учитывающая ослабление натяга под действием
центробежных сил для сплошного вала и одинаковых материалов
сопрягаемых деталей мкм.
Значениями Δt и Δv пренебрегают ввиду их малых значений. Поправка учитывающая степень неровностей контактных поверхностей Δш мкм деталей при запрессовке определяется по формуле
где К - коэффициент учитывающий величину смятия микронеровностей
Raz и RBz - высота неровностей сопрягаемых поверхностей деталей
(отверстия и вала) согласно ГОСТ 2789-73. При этом следует учитывать величины среднеарифметических отклонений профиля
lg Raz = 0.65+0.97lgRAa (1.7)
lg Rbz = 0.65+0.97lgRBa
Принимаем что отверстие RAa=1.6 и RBa=1.2 и используем зависимости (1.7). Получаем
Значение Δш мкм определяем по формуле (1.6)
По формуле (1.5) определяем значение наименьшего функционального натяга NFнм. мкм
) На основании теории касательных напряжений определяются предельно допустимое контактное напряжение на поверхности втулки Рдоп Па по формуле
где тв - предел текучести материала втулки;
d2 – диаметр ступицы шестерни.
По формуле (1.9) определим Рдоп Па
Аналогично находят контактное напряжение Рдоп.а Па на поверхности вала
где та - предел текучести материала вала;
По формуле (1.10) определим Рдоп Па
В качестве наибольшего допускаемого удельного давления берут наименьшее из двух значений. Следовательно наибольшим допускаемым удельным давлением является
) Определяем величину максимального расчетного натяга Nнб мкм
Ев Еа – модули упругости материалов соответственно вала и отверстия Па
Определяем величину максимального расчетного натяга по формуле (1.11)
) Определяем величину максимального функционального допустимого натяга с учетом поправок Nнб мкм
где NРнб - максимальный расчетный натяг мкм;
Определяем величину максимального функционального допустимого натяга по формуле (1.12)
[NFнб] = 107.6 + 12.38 = 119.9мкм
Поправку Δt следует учитывать если при рабочей температуре натяг увеличивается.
) По стандарту ГОСТ 25346-82 и в соответствии со значениями NFнм и NFнб выбирают оптимальную посадку в соответствии с рисунком 2 чтобы удовлетворялось условие
Рисунок 2 – Схема расположения полей допусков к расчету
По таблицам стандарта единой системы допусков и посадок и в соответствии со значениями NFнм и NFнб подбирается более экономичная предпочтительная посадка чтобы удовлетворялись условия (1.12). Такой посадкой будет посадка для которой
Этот метод выбора посадки позволяет выбрать посадку с натягом у которой создавался бы запас прочности соединения при эксплуатации Nз.э и запас прочности деталей при сборке Nз.с определяемые натягами в соответствии с рисунком 7.
где NFнм (NFнб) – величина наименьшего (наибольшего) функционального
NТнм (NТнб) – величина наименьшего (наибольшего) табличного
Данный метод расчета посадок с гарантированным натягом обеспечивает повышение долговечности соединения позволяет увеличить экономическую эффективность производства деталей вследствие расширения допусков на изготовление их размеров.
) Схема расположения полей допусков посадки
На рисунке 3 показана схема расположения полей допусков посадки для которой будут иметь место следующие значения:
отверстия – G7нб = 34034; G7нм = 34009; ТG7 = 0025мм;
вала – y7нб = 3450119; y7нм = 34094; Тy7 = 0025мм;
соединения – Nнб = 0119 мм; Nнм = 060 мм;
Nз.э = 001205 мм; Nз.с = 0001мм.
Рисунок 3 – Схема расположения полей допусков посадки
2 Переходные посадки их назначение
Переходные посадки предназначены для неподвижных разъемных соединении деталей неподвижность которых обеспечивается применением дополнительных средств крепления (шпонок винтов и других крепежных деталей) они также широко применяются для центрирования сопрягаемых деталей. Иногда эти посадки осуществляются и без дополнительных средств крепления например когда сдвигающие силы весьма малы и при удлиненной поверхности сопряжения когда относительная неподвижность деталей не является обязательным условием их качественной работы.
При выборе переходных посадок надо учитывать ожидаемую частоту разборки и сборки соединения и назначать посадки дающие тем менее прочные соединения чем чаще может потребоваться разборка чем менее она удобна и чем больше опасность повреждения сопрягаемых поверхностей ( например подшипников качения ).
Посадки обеспечивающие более прочные соединения назначаются при необходимости точного центрования деталей а также при наличии ударных и вибрационных нагрузок воспринимаемых соединением. Выбор переходных посадок чаще всего производится по аналогии с посадками известных и хорошо работающих сопряжении.
2.1 Выбор переходных посадок
Переходные посадки установлены в относительно точных квалитетах в системе валов с 4-7 и в системе отверстия с 5 по 8. Основной ряд переходных посадок образуется валами 6-го квалитета и отверстиями 7-го квалитета. В этих квалитетах установлены предпочтительные поля допусков для переходных посадок.
Выбор переходных посадок производится по аналогии с известными и хорошо работающими соединениями. Расчеты выполняются в основном как проверочные. Они могут включать расчет вероятности получения зазоров и натягов в соединении расчет наибольшего зазора по известному предельно допустимому эксцентриситету соединяемых деталей расчет прочности деталей.
Рассмотрим расчет вероятности получения зазоров и натягов в соединении.
Схема расположения допусков
Для выбранной переходной посадки строим схему расположения полей допусков.
Рисунок 4 – Схема расположения полей допусков переходной посадки
) Определяем наименьший dmin и Dmin средний dср и Dср максимальный dmax и Dmax диаметры соответственно для вала и отверстия мм
где dн и Dн – номинальные размеры соответственно отверстия и вала мм;
EI и ei – нижнее отклонение соответственно поля допуска отверстия и
TD и Td – поля допусков соответственно для отверстия и вала мм;
ES и es – верхнее отклонение соответственно отверстия и вала мм тогда
) Определение поля допуска для отверстия TD мм и вала Td мм
dmax (dmin) - максимальный (минимальный) размер отверстия тогда
) Определяем максимальный натяг Nmax мкм и зазор Smax мкм
где EI и ei – нижнее отклонение соответственно поля допуска отверстия и
) Вероятность распределения зазора и натяга в переходных посадках определяют используя закон нормального распределения случайных величин. Ветви теоретической кривой нормального распределения уходят в бесконечность асимптотически приближаясь к оси абсцисс. Площадь ограниченная кривой нормального распределения и осью абсцисс равна вероятности того что случайная величина лежит в интервале от -3 до +3. Эта вероятность как вероятность достоверного события равна 1 или 100% и определяется интегралом:
где х – аргумент функци;
– среднеквадратичное отклонение случайных величин мкм.
Если выразить величину Х в долях ее то формула (2.4) примет вид
Этот интеграл является функцией и называется функцией Лапласа.
В 3 с.12 таблица 1.1 для функции приведены данные пользуясь которыми можно определить вероятность того что случайная величина Х выраженная в долях находится в пределах интервала ±z.
Так как по заданию требуется рассчитать вероятность распределения натягов и зазоров с доверительной вероятностью 09973 то z = ±3.
В предложении что погрешности изготовления сопрягаемых деталей подчиняются закону нормального распределения а центр их группирования совпадает с полем допуска TD и Td мкм определяют среднеквадратичное отклонение размеров сопрягаемых деталей по формуле
где TD Td – допуск соответственно отверстия и вала мкм;
D d – среднеквадратичное отклонение размеров соответственно отверстия
Из формулы (2.6) находят D d мкм
) Находим суммарное квадратичное отклонение мкм
где D d – среднеквадратичное отклонение размеров соответственно отверстия
) Определяем величину среднего зазора Sср мкм
где dср и Dср – средние размеры соответственно отверстия и вала мм тогда
Величина Sср определяет положение центра группирования соединений относительно начала их отсчета Х = Sср. На оси Х – Х эта точка обозначается Х = 0. Эта точка определяет зазор от натяга.
На оси Z - Z эта точка определяется
где Х = Sср - величина среднего зазора мкм;
суммарное квадратичное отклонение мкм тогда
Из 4 с.12 таблица 1.1 находим значение функции Лапласа которая соответствует площади заключенной между кривой нормального распределения оси симметрии и функцией Z и дает вероятность того что величина погрешности находится в пределах от 0 до Z.
) Определяем относительное количество соединений с зазором S%
где Ф0(z) – функция Лапласа тогда
) Определяем фактическое значение наибольших зазоров Smax мкм и натягов Nmax мкм
где суммарное квадратичное отклонение мкм;
Sср - величину среднего зазора мкм тогда
Значения определенные по формулам (2.12) откладываются по оси Х – Х.
2.2 Кривая распределения зазоров и натягов
Используя все полученные ранее значения строим кривую распределения зазоров и натягов в соответствии с рисунком 10
Формула плотности вероятности имеет вид
где У – плотность вероятности;
х – аргумент функции и плотности вероятности;
Подставляя вместо Х в формулу (2.13) значения 0 2 и 3 строим кривую в соответствии с рисунком 5 по полученным точкам
Рисунок 5 – Кривая нормального распределения натягов и зазоров
Калибры для контроля гладких цилиндрических соединений
Рисунок 6 - Зубчатое колесо
Степень точности зубчатого колеса: 7-B
Показатели кинематической точности цилиндрических зубчатых колес и передач выбираем в зависимости от степени точности зубчатого колеса и передачи по [2 с.314 табл. 5.4]. Значение параметров кинематической точности цилиндрического зубчатого колеса и передачи приведены в [2 с.317 табл. 5.7] и [2 с.318 табл. 5.8]
) допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса
) допуск на радиальное биение зубчатого венца
Показатели плавности работы цилиндрических зубчатых колес и передач в зависимости от степени точности выбираем по [2 с.315 табл. 5.5]. Значения параметров плавности работы приведены в [2 с.320 табл. 5.9].
) допуск на предельное отклонение шага
) допуск на погрешность профиля
Показатели контакта зубьев для цилиндрических зубчатых передач и колес в зависимости от степени точности выбираем по [2 с.316 табл. 5.6]. Значения параметров контакта зубьев приведены в [2 с.323 табл. 5.10].
) допуск на непараллельность
) допуск на перекос осей:
Показатели определяющие гарантированный боковой зазор выбираем в зависимости от вида сопряжения [2 с.335 табл. 5.15] по [2 с.335 табл. 5.16]. Параметры гарантированного бокового зазора приведены в [2 с.336 табл. 5.17] [2 с.337 табл. 5.18] [2 с.339 табл. 5.19] [2 с.340 табл. 5.20] [2 с.344 табл. 5.21] [2 с.346 табл. 5.22] [2 с.347 табл. 5.23].
) допуск на смещение исходного контура
) наименьшее дополнительное смещение исходного контура
1 Расчет калибра пробки
Для одного из соединений (переходная посадка ) построим схему расположения полей допусков гладких предельных калибров для отверстия
Рисунок 7 – Схема расположения полей допусков
За номинальный размер калибра пробки для проходной стороны принимаем наименьший предельный размер отверстия мм
Подставим численные значения в формулу (8.1)
За наибольший диаметр мм и наименьший диаметр мм калибра пробки для проходной стороны принимаем номинальный размер
Подставим численные значения в формулы (2.2) и (2.3)
Изношенный размер калибра пробки мм для проходной стороны рассчитываем по формуле
Подставим численные значения в формулу (2.4)
За исполнительный диаметр калибра пробки принимаем наибольший предельный размер калибра с отрицательным отклонением равным допуску
Номинальный размер калибра пробки для проходной стороны мм
Наибольший мм и наименьший мм размеры калибра пробки для непроходной стороны
Подставим численные значения в формулы (2.5) и (2.6)
Исполнительный размер калибра пробки
Рисунок 8 – Предельный калибр для контроля отверстий.
Расчет и выбор посадок для подшипников качения
Существует три вида подшипников качения: радиальные радиально-упорные и упорные. ГОСТ 520-89 устанавливает в зависимости от точности изготовления пять классов точности подшипников: Р0; Р6; Р5; Р4; Р2. Перечень классов дан в порядке повышения точности. Допускается обозначать классы точности без буквы Р: 06; 5; 4; 2. Класс точности указывается перед номером подшипника например Р5-205 или 5-205. Нулевой класс как самый распространенный не обозначается например 205 (подшипник нулевого класса точности).
Наиболее часто в общем машиностроении используются подшипники О и б классов точности. Подшипники 5 и 4 классов точности применяются при большей частоте вращения и в тех случаях когда требуется высокая точность при вращении например для шпинделей шлифованных и прецизионных станков. Подшипники 2 класса точности предназначаются для гироскопических приборов.
Рисунок 9 - Радиальный шарикоподшипник
1 Расчет и выбор посадок подшипников Р5-1207 на валу 8
По номеру подшипника (Р5-1207) выбираем внутренний диаметр d = 20 мм наружный диаметр D = 40 мм ширину В = 12 мм и радиус закругления r = 25 мм 4 c.538.
) Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующие в подшипниках
Рисунок 10 -Расчетная схема нагружения
Рисунок 11 - Расчетная схема нагружения для цилиндрической зубчатой
Определяем силы действующие в зацеплении.
Находим радиальное усилие Fr Н
где Ft - окружное усилие Н;
cos - угол наклона линии зубьев.
Находим окружное усилие Ft Н
где Мкр - крутящий момент на валу Нм;
mn-нормальный модуль зубчатого колеса м;
Z - число зубьев колеса тогда по формуле (3.2)
Угол наклона зубьев принимают равным 10° тогда по формуле (3.1)
Находим осевое усилие Fа Н
- угол наклона зубьев тогда по формуле (3.3)
Находим равнодействующую силу действующую в зацеплении F Н
где Fr - радиальное усилие Н;
Fа - осевое усилие Н тогда по формуле (3.4)
Рисунок 12 – К определению радиальных реакций опор А В
где Рn – сила давления в зацеплении.
В случае а = в RA = RB = тогда
) Определяем вид нагружения колец подшипника.
Характер сопряжения подшипника с валом и корпусом зависит от конструкции подшипника величина направления и характера нагрузок действующих на него а также от условий его эксплуатации и. вида нагружения колец подшипника. Характер распределения контактных напряжений внутри подшипника различен для внутреннего и наружного колец в связи с чем требуется и различная их посадка на вал и корпус. Условия работы колец зависят также и от того вращается или неподвижно данное кольцо относительно действующей на подшипник нагрузки.
Различают три вида нагружения колец - местное циркуляционное и колебательное. Виды нагружения колец шарико- и роликоподшипников по ГОСТ 3325-85 определяются по [4 с.284 таблица 4.88].
М – местное нагружение кольца;
Ц – циркуляционное нагружение кольца;
К – колебательное нагружение кольца.
Рисунок 13 – Схема нагружения колец подшипников качения
Поля допусков вала и отверстия корпуса под внутренние и наружные местно нагруженные кольца приведены в [4с.285 таблица 4.98].
Поля допусков вала и отверстия корпуса под внутренние и наружные колебательно нагруженные кольца приведены в [4 с.289. таблица 4.93] и [4 с.292 таблица 4.94].
Для циркуляционного вида нагружения определяют интенсивность нагрузки FR Нсм
Кn - динамический коэффициент посадки равный К = 1 так как нагрузка
на подшипник умеренная;
F - коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга
при полом вале или тонкостенном корпусе F = 1 так как вал сплошной;
FA - коэффициент неравномерности распределения радиальной
нагрузки R между рядами роликов в двух рядных конических
роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору;
b - рабочая ширина посадочного места мм.
Определим рабочую ширину посадочного места
где В – ширина кольца подшипника мм;
г - радиус фаски кольца мм тогда
Определяем интенсивность нагрузки по формуле (3.6)
Согласно табличным данным [4 с.287 таблица 4.92] и [4 с.282 таблица 487] при FR = 1852 Нсм и d = 20мм могут быть выбраны посадки для внутреннего кольца и наружного кольца. Для подшипника Р5-1207 выбираем посадку для внутреннего и для наружнего колец.
По ГОСТ 25346-82 находим предельное отклонение размеров вала и корпуса при установке внутреннего по js6 а наружного по Н7 колец подшипника на них. Такими отклонениями будут для js6 (±00065) и для Н (+0035)
Отклонения на внутренний и наружный диаметры колец подшипников качения выбирают в зависимости от класса точности по ГОСТ 3325-85.
) Определяем наибольший зазор Smax мкм и натяг Nmax мкм выбранной посадки при установке колец подшипников на вал
) Определяем наибольший зазор Smax мкм и натяг Nmax мкм выбранной посадки при установке наружного кольца в корпусе
Эскизы посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника качения
Точность работы подшипникового узла зависит от точности самого подшипника и точности присоединительных размеров. Поэтому стандарт предусматривает для различных классов точности шероховатость присоединительных размеров для валов Ra = 063 мкм для отверстий корпусов Ra = 125 мкм для торцов заплечиков валов Ra = 125 мкм; для классов точности 6 отклонения от цилиндричности присоединительных размеров составляет 14 допуска на размер.
Рисунок 15 – Эскизы посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника качения
2 Расчет и выбор посадок для подшипников Р304 на валу 9
По номеру подшипника (Р304) выбираем внутренний диаметр d = 10 мм наружный диаметр D = 28 мм ширину В = 18 мм и радиус закругления r = 2 мм
) Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующие в подшипниках(схемы нагружения аналогичны предыдущим)
Находим окружное усилие по формуле (3.2)
Находим радиальное усилие по формуле (3.1)
Находим осевое усилие Fа по формуле (3.3)
) Определяем радиальную нагрузку действующую на подшипник
Для подшипника Р304 выбираем посадку для внутреннего и для наружнего колец.
)Определяем наибольший зазор Smax мкм и натяг Nmaxмкм для внутреннего кольца по (3.8)
) Определяем наибольший зазор Smax мкм и натяг Nmax мкм для наружного кольца по (3.9)
Рисунок 17 – Эскизы посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника качения
Расчет размерных цепей
При конструировании механизмов машин приборов и других изделий проектировании технологических процессов выборе средств и методов измерений возникает необходимость в проведении размерного анализа с помощью которого достигается правильное соотношение взаимосвязанных размеров и определяются допустимые ошибки (допуски). Подобные геометрические расчеты выполняют с применением теории размерных цепей.
При решении размерных цепей существуют две задачи: прямая и обратная отличающиеся последовательностью расчетов. Решением обратной задачи проверяется правильность решения прямой задачи.
Существуют следующие методы расчета размерных цепей: метод полной взаимозаменяемости теоретико-вероятностный метод метод селективной сборки метод пригонки и метод регулирования.
Рассмотрим решение размерной цепи теоретико-вероятностным методом (прямую и обратную задачи).
Для вала (рисунок 18) составляем расчетную схему размерной цепи в графическом изображении (рисунок 19).
Рисунок 18 – Расчетная схема размерной цепи
Рисунок 19 – Расчетная схема
А - замыкающее звено мм;
А1 – увеличивающее звено мм;
А2А4 А5 А6 A7 – уменьшающие звенья мм.
Исходя из конструктивных соображений назначим размеры составляющих звеньев размерной цепи принимая что звено А1 изготовлено по Н10 все остальные звенья составляющие размерную цепь изготовлены по h9:
А1 = 92 Н10 (+0140);
А2 = 18 h9 (-0.043);
А3 = 36 h9 (-0.062);
A4 = 24 h9 (-0.052);
А5 = 10 h9 (-0.036);
) Определяем допуск и отклонение замыкающего звена по допускам составляющих звеньев.
Допуски составляющих звеньев размерной цепи берут из [2 с.44 таблица 1.8]. ТА1 = 140 ТА2 = 43 ТА3 = 62 ТА4 =52 TA5 = 36 TA6 = 25 мкм.
) Определяем номинальный размер замыкающего звена А мм
m – число увеличивающих звеньев;
n – число уменьшающих звеньев тогда
) Определяем допуск замыкающего звена ТА мкм
где n – число звеньев в размерной цепи;
TAi – допуски составляющих звеньев тогда
Для удобства расчета верхнее отклонение допуска замыкающего звена EsA мм и нижнее отклонение EiA мм выражают через середину поля допуска EсA мм.
Рассчитываем координату середины поля допуска замыкающего звена
n – число уменьшающих звеньев тогда по формуле (4.3)
Определяем верхнее и нижнее отклонения замыкающего звена
где ЕсАа – координата середины поля допуска замыкающего звена;
ТАd - допуск замыкающего звена тогда
Таким образом A = 1+0358.
Определяем допуски составляющих звеньев той же размерной цепи в соответствии с рисунками 24 и 25 если заданы номинальные значения составляющих звеньев а предельные значения замыкающего звена АΔнб = 1.358 АΔнм = 1 мм следовательно ТАΔ = 0358 мм.
)Определяем среднее число единиц допуска а
где ТА - допуск замыкающего звена мкм
К – число звеньев размерной цепи;
Аiср – средний размер интервала номинальных размеров к которому относится размер звена цепи согласно ГОСТ 25346-82 тогда
Найденное число единиц допуска сравниваем с табличным [1 с.43 таблица 1.8] и выбираем по какому квалитету назначить допуски для всех звеньев размерной цепи. Найденное число единиц допуска а соответствует 10 квалитету для которого оно равно 40. Для увеличивающих звеньев допуски назначают в плюс уменьшающих в минус т.е.
Определим величину Δ мм на которую необходимо изменить допуск одного из составляющих звеньев чтобы удовлетворилось равенство (4.2)
где ТА - допуск замыкающего звена мкм тогда
Поэтому увеличим допуск звена А1 на 004 мм.
Выбор посадок резьбовых соединений
Выбираем метрическую резьбу. Из [2 с.141 табл.4.22] и [2 с.142 табл.4.23] выбираем номинальный диаметр и шаг резьбы М6 × 1.
Длину свинчивания определяем по ГОСТ 16093-81 из [2 с.149 табл.4.27]. Длина свинчивания L = 14 мм.
Определяем значение среднего диаметра d2 мм и D2 мм значение внутреннего диаметра d1 мм и D1 мм по [2 с.144 табл.4.24]
D1 = d1 = d – 2 + 0647(5.1)
D2 = d2 = d – 1 + 0188(5.2)
гдеd – номинальный диаметр резьбы мм.
D1 = d1 = 6 – 2 + 0647 = 4647
D2 d2 = 6 – 1 + 0188 = 5188.
Выбор посадки для резьбового соединения производим в соответствии с ГОСТ 16093-81 по [2 с.151 табл.4.28]
Отклонение метрической резьбы определяем из [2 с.153 табл.4.29] и вычисляем предельные диаметры резьбового соединения. Строим схемы расположения полей допусков для внутренней и наружной резьбы.
Для внутренней резьбы
Определяем допуски на диаметры резьбы мкм
Предельные размеры болта мм
Предельные размеры гайки мм
Считаем числовые значения в по формулам (5.3) и (5.4)
d max = 60 - 0028 = 5972 мм
d min = 60 - 0240 = 5760 мм
d1 max = 4647 – 0028 = 4619 мм
d2 max = 5188 – 0028 = 5160 мм
d2 min = 5188 – 0146 = 7042 мм
D1 max = 4647 + 0265 = 4912 мм
D2 max = 5188 + 0160 = 5348 мм
Рисунок 20 – Схема расположения полей допусков
Выбор посадок для шпоночных и шлицевых соединений
1 Выбор посадки для шпоночного соединения
Принимаем нормальную схему расположения полей допусков.
Рисунок 21 - Схема расположения полей допусков для шпоночного соединения.
2 Выбор посадки для шлицевого соединения
Наружный диаметр вала D = 25 мм.
По [2 с.250 табл. 4.71] выбираем размеры прямобочных шлицевых соединений
z = 6d = 21D = 25b = 7
гдеz – число зубьев шлицевого соединения;
d – внутренний диаметр соединения мм;
D – наружный диаметр соединения мм;
b – ширина боковой поверхности зубьев мм.
Так как втулка не подвергается термообработке то центрирование проводим по наружному диаметру
Выбираем посадки по [2 с.253 табл. 4.73]
Для отверстия этого же соединения
Рисунок 22 - Сечение шлицевого соединения
В результате проведенного исследования двухступенчатого редуктора были определены допуски и посадки деталей; рассчитаны размерные цепи с промощью прямой и обратной задачи метода максимума и минимума и прямой и обратной задачи теоретико-вероятностного метода; произведен расчет посадки с натягом ; произведен расчет переходной посадки ; рассчитаны и выбраны посадки для подшипников качения P304 и P5-1207; выбрана посадка для резьбовых соединений и рассчитаны основные параметры резьбы; выбраны параметры для контроля зубчатого колеса; рассчитан калибр пробка; выбраны посадки для шпоночных (нормальная схема расположения полей допусков) и шлицевых () соединений.
Метрология стандартизация и сертификация: Учеб. для вузов Я.М. Радкевич А.Г. Схиртладзе Б.И. Лактионов. – М.: Высш. шк. 2004. – 767с.
Методическое указание по выполнению курсовой работы по курсу: «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения» В.А. Плаксин КубГТУ – Краснодар 2003 г.
Допуски и посадки: Справочник. В 2-х частях В.Д. Мягков М.А. Полей А.Б. Романов В.А. Брогинский. – 6-е изд. прераб. и доп. – Л.: Машиностроение 1982 – Ч1 - 543с.
Допуски и посадки: Справочник. В 2-х частях В.Д. Мягков М.А. Полей А.Б. Романов В.А. Брогинский. – 6-е изд. прераб. и доп. – Л.: Машиностроение 1982 – Ч2 - 448с.
Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения: Учебник для втузов А. И. Якушев Л. Н. Воронцов Н. М. Федотов. – 6-е изд. перераб. и дополн. – М.: Машиностроение 1987. – 352 с.