Расчет и выбор посадок в двухступенчатом редукторе

метрология.docx

Министерство образования и науки РФ
Кафедра Машиностроения
по дисциплине Метрология стандартизация и сертификация
(тема курсовой работы)
(фамилия имя отчество)
(подпись дата расшифровка подписи)
Кафедра Общеинженерных дисциплин
на курсовое проектирование
(код и наименование специальности)
Рекомендуемая литература:
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Курсовая работа содержит:
Страниц рисунков 18 таблиц 1 источников литературы 8.
Расчет и выбор посадок гладких цилиндрических соединений
1 Расчет и выбор посадок с натягом.
2 Выбор переходной посадки.
3 Расчет гладких предельных размеров.
4 Расчет и выбор посадок для подшипников
Расчет размерных цепей.
1 Расчет размерной цепи методом "максимума-минимума
2 Расчет размерной цепи теоретико-вероятностным методом
Выбор посадок шпоночного соединения.
Выбор посадок шлицевого соединения
Выбор посадок резьбового соединения
В глубокой древности люди начали измерять длину площадь объем вес время. Сам человек стал прототипом многих мер (шаг фут локоть пядь аршин в переводе «локоть» сажень) - все эти меры возникшие в разных странах являлись размерами органов человеческого тела. Первоначально метрология возникла как наука о различных мерах в соотношениях между ними. Слово метрология образовано из двух греческих слов: - «метрон» - мера и «логос» - учение и в буквальном переводе означает - учение о мерах.
Развитие точных наук и технический прогресс сопровождались разработкой новых методов и средств измерений. Измерение является одним из важнейших путей познания природы человеком. Они дают количественную характеристику закономерности окружающего мира.
Метрология - это наука об измерениях методах и средствах обеспечения их единства и способах достижения заданной точности. Такое определение метрологии установлено ГОСТом 16263-70. Решение многих проблем метрологии является настолько важным для государства что в большинстве стран мира мероприятия по обеспечению единства и требуемой точности измерений (указание единиц измерений проведение регулярной проверки мер и измерительных приборов находящихся в эксплуатации испытания и аттестация вновь выпускаемых средств измерений) установлены законодательно. Состояние метрологии и метрологического обеспечения определяет уровень развития всех отраслей науки в основе которых лежат физический эксперимент и научно-технический прогресс вообще.
Высокое качество стандартов определяет высокое качество продукции. Опыт отечественной стандартизации и работы проводимых в этой отрасли показывает что для обеспечения высокого качества и эффективности стандартов необходимо их быстрое внедрение в производство. Технический прогресс и повышение качества выпускаемой продукции вызвали объективную необходимость системного подхода к общественному процессу производства
включающему труд людей обеспечивающий процесс производства средства труда оснастку инструмент средства контроля и т.д.
Одним из средств достижения требуемого уровня точности производства изделий машиностроения является осуществление расчета и анализа сборных размерных цепей.
Качественные показатели современных изделий машиностроения (точность долговечность надежность и др.) в значительной мере зависят от правильности выбора посадок т.е. характера сопряжения деталей и правильности выбора допусков формы и расположения.
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ
1 Расчет и выбор посадок с натягом
Посадки с натягом применяют для соединения зубчатых колес червячных колес и т. д. Взаимная неподвижность деталей обеспечивается силами трения возникающим вследствие упругого деформирования деталей создаваемого натягом. В отличие от других способов обеспечения неподвижности деталей в соединении при передачи нагрузок посадки с натягом позволяют упростить конструкцию и сборку деталей и обеспечивают высокую степень их центрирования.
1.1. Определяем требуемое минимальное давление на
контактных поверхностях сопрягаемых деталей при действии крутящего момента по формуле (1.107) [2 С.ЗЗЗ].
Рисунок 1.- Схема соединения вала 2 с колесом зубчатым 5
где Мкр - крутящий момент стремящийся повернуть зубчатое колес относительно вала; Мкр = 230
- номинальный диаметр сопряжения
- длина контакта сопряжения деталей = 0042 м
- коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или проворачивания .
Величина минимального удельного давления
. 1 .2 Определяем необходимую величину наименьшего расчетного натяга мкм по формуле (1.110) [2.С. 334]
где Е1 и Е2 - модули упругости материалов
С1 и С2 - Коэффициенты Ляме определяемые по формуле (1.111) [2. С 334].
где - диаметр сопряжения = 0048 м
- диаметр сечения соединения с валом = 0079м
- делительный диаметр зубчатого колеса
- коэффициент Пуассона материала зубчатого колеса
- коэффициент Пуассона материала вала = = 03 .
Наименьший расчетный натяг
1.3 Определяем значение наименьшего функционального натяга с учетом поправок
где - поправка учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения
– поправка учитывающая различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей и разность между рабочей температурой детали и температурой сборки мкм
- поправка учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил для сплошного вала и одинаковых материалов сопрягаемых деталей мкм
Значениями и пренебрегают ввиду их малых значений.
Поправка учитывающая степень неровностей контактных поверхностей деталей при запрессовке определяется по формуле:
Значения выбирают в соответствии с видом обработки [2.С.519 табл. 2.65]
Минимальный функциональный натяг
1.4 На основании теории касательных напряжений определяем предельно допустимое контактное напряжение по формулам (1.115 и 1.1160) [2.С. 336]:
По таблице 2.2 [1.С. 11] определяем предел текучести:
В качестве наибольшего допускаемого удельного давления берем
наименьшее их двух значении
1.5. Определяем величину максимального расчетного натяга по формуле (1.117)[2.С.336].
1.6. Определяем величину максимального функционального натяга по
формуле (1.118)[2.С.336]
1.7. По таблицам системы допусков и посадок ГОСТ 25347 - 82 и в соответствии со значениями максимального и минимального функционального натягов выбираем посадку так чтобы выполнялись
Такой посадкой является
Рисунок 2 - Схема полей допусков посадки
Для этой посадки будут иметь место следующие значения:
отверстия - Н8ma Н8m ТD=0046мм
Вала - 48z8mах=48218мм; 48z8m Td=0046мм.
8. Находим коэффициент запаса
Запас не сборку всегда должен быть меньше запаса на эксплуатацию так как он нужен только для случая возможного понижения прочности материала деталей и повышения силы запрессовки из-за перекосов деталей колебания коэффициента трения и температуры.
Суммарная величина запасов на эксплуатацию мкм и на сборку зависит от разности значений функциональных натягов и величины табличных полей вала и отверстия:
Величина гарантированного допуска на эксплуатацию как минимум должна быть равна половине суммы запасов на эксплуатацию и сборку т.е.
где C – коэффициент нижнего ограничения (05÷07)
В случае необходимости можно обеспечить гарантированный запас на сборку :
где H - коэффициент верхнего ограничения (0÷02)
2 Выбор переходной посадки
Переходные посадки предназначены для неподвижных соединений подвергающихся при ремонтных или по условиям эксплуатации сборке или разборке. Поля допусков для переходных посадок образуют довольно плотный ряд и перекрывают друг друга. Наиболее характерный и применяемый тип переходных посадок в машиностроении - «напряженные». Посадка 45 в среднем дает незначительный зазор (1 - 5мкм) и обеспечивает хорошее центрирование. В задании «напряженная» переходная посадка может быть использована в креплении шкива на валу со шпонкой. Эскиз этого соединения на рисунке 3.
Рисунок 3 - Схема переходной посадки 45
2.1. На рисунке 4 приведена схема расположения полей допусков
переходной посадки 45 [2.С.91 117]
Рисунок 4 - Схема расположения полей допусков переходной посадки 45
Трудоемкость сборки и разборки соединения с переходными посадками так же как и характер этих посадок во многом определяется вероятностью получения в них зазоров и натягов. При расчете вероятности натягов и зазоров обычно исходят из нормального закона распределения размеров деталей при изготовлении.
2.2 Предельные и средние размеры отверстия
.2.3 Предельные и средние размеры вала
.2.4 Допуски для отверстия и вала
2.5 Величина максимального натяга и зазора определяется по формулам
(1.27 и 1.28)[2.С18].
2.6. Допуск посадки определяется по формуле (1.29) [2.С.18].
2.7. В предположении что погрешности изготовления сопрягаемых деталей подчиняются закону нормального распределения а центр их группирования совпадает с полем допуска и мкм определяем среднеквадратичное отклонение размеров сопрягаемых деталей по формуле
Среднее квадратичное отклонение для переходной посадки
2.8 Величина среднего зазора
Величина определяет положение центра группирования соединений относительно начала их отсчета: X = На основании абсцисс X -X - эта точка отделяет зазор от натяга и обозначается Х=2.
На оси Z-Z эта точка определяется по формуле
2.9 Определим вероятность того что значение зазора находится в пределах от 0 до 40 мкм т.е. определим площадь ограниченную линией симметрии кривой и ординатой расположенной на расстоянии 40мкм от линии симметрии. По таблице 1.1 значений функции Лапласса Ф.(2) [2.С.12] определяем для величины Z = 09 Ф(Z) = 02881.
2.10 Вероятность получения зазоров в соединении
2.1 1 Вероятность получения натягов в соединении
N = 100-7881 = 2119%
2.12. Определяем фактическое значение наибольших зазоров и натягов:
Эти значения откладываются по оси Х-Х.
2.13 Используя все полученные ранее значения строим кривую распределения зазоров и натягов в соединении в соответствии с рисунком 5. Задавая значения X равным: 0 23 строим кривую Гаусса.
Рисунок 5 - Кривая нормального распределения натягов и зазоров.
3 Расчет гладких предельных калибров
3 Для контроля отверстий используют калибры - пробки: полный проходной полный непроходной неполный проходной и неполный непроходной. При контроле изделия калибр должен свободно проходить под действием собственной массы или определенной нагрузки. Проведем расчет исполнительных размеров гладких предельных калибров для контроля соединения отверстия зубчатого колеса Z2 и диаметра вала 5 48.
3.1 По ГОСТ 25347-82 определяем предельные отклонения для отверстия 48H8(+0046). Предельные размеры отверстия:
= 48046мм - наибольший; = 48000 - наименьший.
3.2. Наибольший размер проходного калибра - пробки ПР определяется по ГОСТ24853-81 табл. 1. ;
где - отклонение середины поля допуска на изготовление нового проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия = 7 мкм;
Н - допуск на изготовление калибра Н = 5 мкм. Следовательно:
000+0007+00025=480095 мм
Размер калибра проставляемый на чертеже – 480095-0005 мм.
3.3 Наименьший размер изношенного проходного калибра-пробки ПР определяется по ГОСТ 24853 - 81 табл. 1.
где у - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия у = 5 мкм
3.4. Наибольший размер непроходного нового калибра - пробки НЕ определяется по ГОСТ 24853 -81 табл. 1.
Размер калибра проставляемый на чертеже – 480485-0005 мм.
4.5 Эскиз калибра-пробки для контроля отверстий приведен на рисунке 6.
Рисунок 6 -Эскиз калибра - пробки
.4.6 По ГОСТ 25347-82 определяем отклонение для вала 48z8(
Предельные размеры вала
= 48218 мм - наибольший. = 48172 мм - наименьший.
4.7 Наименьший размер проходного нового калибра - скобы ПР определяется по ГОСТ 24853 -81 табл. 1.
где - отклонение середины поля допуска на изготовление нового
проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия 7 мкм
Н = 5 мкм - допуск на изготовление калибра.
= 48218-0007-00025=482085 мм
Размер проставляемый на чертеже 482085+0005 мм.
3.9. Предельный размер изношенного калибра ПР определяется по ГОСТ
где - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия = 5 мкм
3.10 Наименьший размер непроходного нового калибра - скобы НЕ
определяется по ГОСТ 24853 табл. 1.
Размер калибра проставляемый на чертеже – 481695+0005 мм.
3.11 На рисунке 7 приведена схема расположения полей допусков калибра- скобы для вала 48z8
Рисунок 7 - Схема расположения полей допусков калибра - скобы.
3.12. На рисунке 8 приведен эскиз калибра-скобы гладкой односторонней двухпредельной для контроля вала 48z8.
Рисунок 8 - Эскиз рабочего калибра - скобы 48z8
5 Расчет и выбор посадок для подшипников качения
4.1. В задании в качестве опор для валов применяются радиальные однорядные шарикоподшипники по ГОСТ 28428 - 90 класса точности «5». Подшипники такого класса точности применяются при большей частоте вращения и в тех случаях когда требуется высокая точность при вращении. Рассмотрим расчет и выбор посадок для подшипников Р5-1209. На вал с установленной на нем шестерни действует крутящий момент Мкр = 230 нм. По номеру радиального двухрядного сферического шарикоподшипника определены его конструктивные параметры: а) наружный диаметр D =90 мм; б) внутренний диаметр d = 45 мм; в) ширина В = 19 мм г) радиус закругления г = 20 мм.
4.2 Расчетная схема нагружения для цилиндрической зубчатой передачи
приведена на рисунке 9
Рисунок 9 - Расчетная схема нагружения шестерни
4.3 Расчетная схема нагружения вала приведена на рисунке 10.
Рисунок 10 - Расчетная схема нагружения вала
4.4 Окружное усилие действующее в зацеплении
где Мкр - крутящий момент на валу Нм;
m - модуль зубчатого зацепления мм;
4.5 Радиальное усилие действующее в зацеплении
где - угол наклона зубьев = 10°
4.6 Осевое усилие действующее в зацеплении
4.7 Находим равнодействующую точку.
4.8 Для определения реакций опор в точках С и Д составляем уравнение моментов относительно этих точек:
Для расчета посадки подшипника необходимо определить интенсивность радиальной нагрузки на подшипник. Эта величина при циркуляционном виде нагружения определяется по формуле:
где В - ширина подшипника (рабочая ширина посадочного места) мм;
к1= 18 - динамический коэффициент нагрузки; к2=1; к3= 1.
4.10 По интенсивности нагрузки и классу точности подшипника в соответствии с табл. 1 приложения 5 ГОСТ 3325 - 85 выбираем посадку для
внутреннего кольца на вал 45. Для установки наружного кольца в корпус в соответствии с табл. 3 приложения 5 ГОСТ 3325 - 85 принимаем посадку 90.
4.11 По ГОСТ 3325 - 85 находим предельные отклонения при выбранных посадках: для вала: es = +4 мкм - верхнее отклонение (табл. 1.)
ei = -18 мкм - нижнее отклонение (табл. 2)
для корпуса: ESK = +65 мкм; EI = - 65 мкм (табл.3.)
4.12 По ГОСТ 520-89 определяем предельные отклонения для колец подшипника: внутреннего: ES = 0 мкм EI = -9 мкм (табл. 4)
наружного: es = 0 мкм ei = -10мкм. (табл. 5)
4.13 На рисунке 11 приведена схема полей допусков колец подшипника и
Рисунок 11- Схема расположения полей допусков внутреннего кольца
Рисунок 12- Схема расположения полей допусков наружного кольца подшипника и корпуса 90K6
4.14 Определим максимальный зазор Smax мкм и максимальный натяг Nmax мкм выбранной посадки при установке колец подшипников на вал
Smax =ES-ei = 4 –(-10) = 14 мкм
Nmax=es-EI=0-(-18)=18 мкм.
4.15 Определим максимальный зазор Smax мкм и Nmaxмкм выбранных посадок для установки подшипника в корпус:
Smax = es - EI = 0 –(- 18) = 18мкм
Nmax = ES - ei = 4- (-10) = 14мкм
На рисунке 13 приведен эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца радиального двухрядного сферического подшипника. Параметры шероховатости отклонения формы и расположения посадочных и опорных торцовых поверхностей определены в соответствии с требованиями ГОСТ3325 -85 табл. 3. и табл. 4.
Рисунок 13 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса
РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
Рисунок 14 - Эскиз узла вала
A1 А2 - увеличивающие звенья; – А11 - уменьшающие звенья;
А - замыкающее звено. А - зазор в размерной цепи зависит от относительного положения наружного кольца левого подшипника и упорного торца крышки. В свою очередь положение торца крышки относительно корпуса редуктора определяется расстоянием между торцовыми поверхностями крышки и толщиной прокладки.
1 Расчет размерной цепи методом максимума- минимума
1.1.2 Находим номинальный размер исходного звена по уравнению (3.12) [З.С.567].
Наименьший предельный зазор совпадает с номинальным поэтому заданный размер исходного звена равен [А] = 2+0025. Из таблицы 3.3 [3 с.564] определяем значения единицы допуска
1.1.3 Назначаем допускаемые отклонения на все составляющие размеры исходя из экономической точности изготовления по возможной финишной операции по 9 квалитету точности
А1 = 2+004 мм А2 = 224 +0185 мм= 9 -0058 мм А4 = 17 -007 мм
А5 = 9 -0058 мм А6=42-0100 мм А7=64-0120 мм А8=48-0100 мм А9=9-0058 мм А10=17-0070 мм А11=9-0058 мм.
Решением обратной задачи проверим наличие гарантированного зазора между крышкой и подшипником узла вала.
1.2.1 Номинальное значение конечного звена А=2мм.
1.2.2 Найдем середины полей допусков для каждого звена:
А1с= 2+0020 мм А2с= 224 +0093 мм А3с= 9 -0029 мм А4с= 17 -0035 мм
А5с= 9 -0029 мм А6с=42-0050 мм А7с=64-0060 мм А8с=48-0050 мм А9с=9-0029 мм А10с=17-0035 мм А11с=9-0029 мм.
1.2.3 Середина поля допуска размерной цепи:
59-0059=08 мм = 800 мкм
Следовательно поверочный расчет сборочной размерной цепи доказал что найденные предельные отклонения составляющих звеньев удовлетворяют заданному уровню точности конечного звена.
2 Расчет размерной цепи теоретико-вероятностным методом. Вероятностный метод обеспечивает неполную взаимозаменяемость и является более распространенным чем метод максимума- минимума.
При решении прямой задачи по известным предельным размерам
исходного звена [Amax] [Amin] выясняются[T] [Sср.] [S] [J] а далее допуск исходного звена распределяется между составляющими звеньями при этом должно выполняться неравенство (3.20) [З.С.569].
2.1.1 Принимаем что рассеяние размеров составляющих звеньев близко к нормальному закону т.е. коэффициенты относительного рассеяния звеньев
2.1.2 По способу одной степени точности рассчитываем среднее число единиц допуска составляющих звеньев по формуле (3.53) [З.С.583]
где [T]- допуск исходного звена [T]= 0459мм
i - единица допуска для интервала размеров до 500мм число i принимаем по табл. 3.3 [3С564]
t - коэффициент зависящий от процента риска принимаемый по табл.(3.8) [3. С.580]; при нормальном распределении размеров замыкающего звена и процента риска Р = 027% t = 3 мм.
Для рассматриваемой размерной цепи найденное число единиц допуска соответствует 9 квалитету точности (табл. 1.8.) [2. С 45].
2.1.3 Устанавливаем для составляющих звеньев допуски T1=004 мм; Т2=0185 мм; Т3=0058 мм; Т4 = 007 мм; Т5 = 0058мм; T6=01мм; T7=012мм; T8=01мм; T9=0058мм; T10=007 мм; T11=0058 мм.
2.1.4 Назначаем допускаемые отклонения на все составляющие размеры исходя из экономической точности изготовления по возможной финишной операции:
Аналогично предыдущему примеру решим размерную цепь узла теоретико-вероятностным методом.
2.2.1 Проверка правильности назначения допусков составляющих звеньев по уравнению (3.48) [3. С.580].
2.2.2 Оценим процент риска так как [T] T по формуле (348) [З.С.580].
По таблице (3.8) [З.С.590] находим что такому коэффициенту соответствует процент риска Р = 027%.
2.2.3 Рассчитываем среднее отклонение увеличивающих звеньев по формуле (3.41) [З.С.579].
где Sув. - сумма средних отклонений увеличивающих звеньев;
Sум.. - сумма средних отклонений уменьшающих звеньев.
2.2.4 Определим предельные размеры замыкающего звена
2.2.5 Определим предельные отклонения замыкающего звена
Следовательно при постоянных величинах допусков составляющих звеньев допуск замыкающего звена (T= 137мм) по вероятностному методу
оказался в 08 раз меньше соответствующего допуска (T= 0333мм) по методу максимума - минимума. Значит требуемая точность исходного звена вероятностным методом достигается с большими затратами на изготовление деталей.
ВЫБОР ПОСАДОК ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ
Шпоночные соединения предназначены для соединения валов между собой с помощью специальных устройств (муфт) а также для соединения с валами осями различных тел вращения для передачи крутящего момента. Стандартизованы шпоночные соединения с призматическими сегментными клиновыми шпонками. В заданном редукторе шкив установлен на валу с помощью шпонки призматической 16x10x70 ГОСТ 23360-78. Это ненапряженное соединение дает возможность более точно центрировать сопрягаемые элементы.
При расчете шпоночного соединения принимают что весь вращающий момент передается шпонкой. По цилиндрической поверхности назначают натяг достаточный для того чтобы при действии на шкив внешней нагрузки не нарушалось касание сопряженных поверхностей т.е. не происходило раскрытие стыка.
1 Размеры сечения шпонки и пазов под нее в шкиве на валу приведены на рисунке 15.
Рисунок 15 - Шпоночные пазы вала и втулки.
2. В случае применения шпоночных соединений приближенно посадки по цилиндрической поверхности можно принимать по следующим рекомендациям:
для цилиндрических прямозубых колес – ;
для неподвижных колес коробок передач (при необходимости сборки
3 Шпонки обычно сопрягаются по ширине с валом по неподвижной посадке а с втулками - по одной из подвижных посадок. Натяг необходим для того чтобы не перемещались при эксплуатации а зазор - для компенсации неизбежных неточностей пазов и их перекоса. Выбор допусков определяется конкретными условиями сборки.
В шпоночном соединении принимаем поле допуска ширины шпонки b – h9.
Для ширины паза вала поля допусков: N9H9P9.
Для ширины паза втулки поля допусков: D10Js9P9.
Для заданного редуктора поле допуска вала выполняем по Р9. Поле допуска паза втулки рекомендуется: при неподвижном соединении для нереверсивной передачи - при подвижном соединении - D10.
Принятые посадки шпоночного соединения :
шпонка во втулке (в паре шпонка -паз втулки).
Этот выбор объясняется тем что в заданном редукторе мы имеем нереверсивную передачу.
Поля допусков на длину шпонки и ее высоту принимаем по h14.
4 Контроль шпоночных соединений осуществляют специальными предельными калибрами: ширина пазов вала и втулки проверяется калибрами разовыми двусторонними ГОСТ 24121 - 80 глубина паза у отверстия -комплексными калибрами - пробками ГОСТ 24110 - 80; глубина паза вяла -калибрами -призмами шпоночными для валов ГОСТ 24113-80 и 24114 - 80 комплексными калибрами ПР - НЕ.
ВЫБОР ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ
1 Используем центрирование по внутреннему диаметру d. Этот способ является дорогим но обеспечивает точное центрирование поверхностей. Таким соединением будет
По ГОСТ 1139-80 определяем что данное шлицевое соединение соответствует средней серии а размер b =9 мм
Тогда с учетом заданных размеров можно записать условное обозначение шлицевого соединения
Рисунок 16 - эскиз шлицевого сопряжения
Рисунок 17 - Схема расположения полей допусков шлицевого соединения
2 Контроль соединений
Контроль шлицевых соединений осуществляется с помощью комплексных проходных калибров (пробок и колец) а также поэлементно путем использования непроходных калибров для универсальных измерительных приборов. Поэлементный контроль охватывает диаметры валов отверстий толщину зубьев вала и ширину впадин отверстия. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения.
При использовании комплексных калибров отверстия считают годным если комплексный калибр - пробка проходит а диаметры и ширина паза не выходит за установленные верхние пределы. Вал считается годным если комплексный калибр - кольцо проходит а диаметры и толщина зуба не выходит за установленные нижние пределы.
Проектирование комплексных калибров для контроля прямобочных шлицевых соединений осуществляют с учетом предельных размеров сопряженных деталей.
ВЫБОР ПОСАДОК РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ
Резьбовые соединения широко используют в конструкциях машин приборов инструментов и приспособлений различных отраслей промышленности.
В заданном редукторе крышки закрывающие подшипниковые гнезда закреплены болтами. По условиям эксплуатации должна быть применена резьба метрическая общего назначения. Использовано резьбовое соединение M12-7H8g.
1 Основные параметры заданного резьбового соединения: номинальные размеры рассматриваемых параметров резьбы являются одинаковыми для болта (шпильки винта и т.д.) и гайки (резьбового гнезда)
наружный диаметр для большинства резьб принимается за номинальный диаметр резьбы (D)
внутренний диаметр резьбы определяет опасное сечение болта (шпильки винта и т.д. d1 (D)
средний диаметр резьбы d2 (D2) - диаметр воображаемого соосного с резьбой цилиндра образующая которого пересекает профиль витков в точках где ширина канавки равна половине номинального шага Р для однозаходной и для многозаходной резьбы - половине номинального хода t разделенной на число заходов. Средний диаметр резьбы оказывает определяющее влияние на свинчиваемость резьбовых изделий.
1.1 Наружный диаметр резьбы
Р= 175 [З.С.675табл. 4.10]
2.3 В соответствии с ГОСТом 24705 - 81 внутренний диаметр резьбы d1 (D1) = 10106 мм [З.С.677.табл.4.12]
Средний диаметр резьбы
d2 (D2) = 10863 мм [З.С.677.табл.4.12]
2 Предельные диаметры наружной резьбы определяются по табличным данным ГОСТ 16093 - 81
2.1 Средний диаметр наружной резьбы
где es2 =34 мкм [З.С.691.табл. 4.17]
где ei2 - нижнее отклонение среднего диаметра наружной резьбы ei2= 270 мкм [З.С.691. табл. 4.17]
d2min = 10863 - 0270 = 10593 мм
2.2 Наружный диаметр резьбы
где es - верхнее отклонение наружного диаметра наружной резьбы еs = 34мкм [З.С.691. табл. 4.17] 7G
dmax = 120 - 0034 = 11996мм
где e ei = 459мкм [З.С.699. табл. 4.17] 7G.
dmin =120-0459 = 11541 мм
2.3 Внутренний диаметр наружной резьбы:
d1max=10106 -0034 = 10072 мм
d1min – не нормируется.
3 Предельные размеры внутренней резьбы определяются по табличным данным ГОСТ 16093-81
3.1 Средний диаметр внутренней резьбы
где ES2 =250 мкм [З.С.697. табл. 4.17] (7Н)
D2max = 10863 + 025 = 11113 мм
D2 = 10863+ 0 = 10863мм
3.2. Наружный диаметр внутренней резьбы
3.3 Внутренний диаметр внутренней резьбы
где ES] - верхнее отклонение внутреннего диметра внутренней резьбы
ES1 = 425мм [З.С.697. табл. 4.17] (7Н)
D1max = 10106 + 0425 = 10531мм
D1min = D1+EI1 EI1 =0
4 Полученные данные вычислений заносим в таблицу 1
Предельн. размеры мм
Схема расположения полей допусков в соответствии с ГОСТ 16093 -81 приведена на рисунке 18
Якушев А.И. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения. - 5-е изд. - е перераб. и доп - М: Машиностроение 1979. -343 с.
Допуски и посадки. Справочник. 1 ч. В.Д. Мягков М.А. Палей
А. Б. Романов В.А. Брагинский.- 6-е изд - е перераб. и доп.- Л.: Машиностроение Ленингр. отд - е 1978 .- с.543.
Допуски и посадки. Справочник. 2 ч. В.Д. Мягков М.А. Палей А. Б. Романов В. А. Брагинский.- 6-е изд - е перераб. и доп.- Л.: Машиностроение Ленингр. отд - е 1978.-е. 545 - 1032.
ГОСТ 24853-81. Калибры гладкие для размеров до 500 мм.
ГОСТ 23360-78. Соединения шпоночные с призматическими шпонками.
ГОСТ 8338-75. Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры. Издательство стандартов 1985
ГОСТ 520-89. Подшипники качения. Общие технические условия. Издательство стандартов 1992
ГОСТ 1139-80. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски. Издательство стандартов 2003

чєсўрЄюх ъюыхёю.cdw

Предельное отклонение
Допуск колебания длины
Радиусы скруглений 2 мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий +t
Сталь 45X ГОСТ1050-88

ёсюЁър.cdw

Необрабработанные поверхности красить внутри редуктора
маслостойкой краской
с наружи - серой нитроэмалью.
В редуктор заливать масло индустриальное И-20А ГОСТ 20799-75
Техническая характеристика
Число зубьев зубчатого колеса
Технические требования

вал(в5).cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров -t
Сталь 45 ГОСТ1050-88