Расчет допусков и посадок в сопряжениях

Размещено на http://www.allbest.ru/

1.Расчёт посадки с зазором

Исходные данные:

Номинальный диаметр сопряжения dн = 40 мм, длина l = 44 мм, радиальная нагрузка R = 6.4 кН, частота вращения цапфы n = 590 об/мин; материал цапфы - сталь 35, шероховатость ее поверхности Rzd = 3.2 мкм; материал вкладыша (втулки) - Бр.ОФ10-1, шероховатость ее поверхности RzD = 6.3 мкм; угол охвата цапфы = 120; смазка - масло моторное Т; максимальная рабочая температура подшипника tn = 35.

Решение:

1. Максимальная надёжность жидкостного трения обеспечивается при оптимальном зазоре

Sопт = опт dн,

где dн - номинальный размер сопряжения;

опт - оптимальный относительный зазор, определяемый по формуле

опт = 0.293К.

Здесь К - коэффициент, учитывающий угол охвата и отношения;

- динамическая вязкость масла, Пас;

n - Частота вращения цапфы, об/мин,

р - средние давление на опору в Па, которое определяется выражением

p =,

где R - радиальная нагрузка на опору в Н.

Для рассматриваемого случая:

При угле охвата = 120 и = = 1.1, из приложения 1 находим

К= 0.895

Динамическая вязкость масла «моторного Т», =0.056 Пас, (см. приложение 2).

Среднее давление на опору

р = =2.8610Па

Оптимальный относительный зазор

опт =0.2930.895=0.00089

Оптимальный зазор

Sопт = 0.0008940=0.0356 мм

2. Максимально возможная толщина масляного слоя между поверхностями скольжения

hmax = Hmax dн,

где Hmax - Максимально возможная для данного режима относительная толщина масляного слоя.

Так как здесь Hmax = 0.252опт = 0.2520.00089=0.000224

hmax =0.00022440 = 0.00896 мм.

3. Средний зазор при нормальной температуре (20) для выбора посадки из стандартных полей допусков.

Sm = S опт - St

Где St - зазор при рабочей температуре с учётом линейного расширения сопрягаемых деталей.

St = ( - )Ч(tn - 20)Чdн

Коэффициенты линейного расширения материалов вкладыша и цапфы для соответствующих материалов берём из приложения 3

( = 17Ч10-6, = 11.5Ч10-6), рабочую температуру подшипника tn - из условия (tn = 35С)

тогда St = (17Ч10-6 - 11.5Ч10-6) Ч (35 - 20)Ч40 = 0.0033 мм

и средний зазор Sm = 0.0356 - 0.0033 = 0.032 мм = 32мкм,

4. Выбираем из таблиц ГОСТ 25346-82 посадку, у которой средний зазор Sm наиболее близок к расчётному и коэффициент относительной точности (отношение среднего зазора к допуску посадки = ) будет максимальный.

Для рассматриваемого случая могут быть выбраны следующие стандартные посадки с зазором близкими к расчётному:

а) ш40 или ш40 , у которой

наибольший зазор Smax = ES - ei = 25 - (-25) = + 50 мкм;

наименьший зазор Smin = EI - es = 0 - (-9) = + 9 мкм;

средний зазор Sm = = (50 + 9)/2 = 29.5 мкм;

допуск посадки TS = TD + Td = 25 + 16 = 41 мкм;

коэффициент относительной точности

б) ш40 или ш40 , у которой

наибольший зазор Smax = ES - ei = 25 - (-41) = + 66 мкм;

наименьший зазор Smin = EI - es = 0 - (-25) = + 25 мкм;

средний зазор Sm = = (66 + 25)/2 = 45.5 мкм;

допуск посадки TS = TD + Td = 25+16 = 41 мкм;

коэффициент относительной точности

в) ш40 или ш40 , у которой

наибольший зазор Smax = ES - ei = 16 - (-41) = + 57 мкм;

наименьший зазор Smin = EI - es = 0 - (-25) = + 25 мкм;

средний зазор Sm = = (57 + 25)/2 = 41 мкм;

допуск посадки TS = TD + Td = 16 + 16 = 32 мкм;

коэффициент относительной точности

Анализируя подобранные посадки, можно сделать вывод, что все они работоспособны, т.к. у всех их средний зазор близок к расчетному. Однако по коэффициенту, определяющему точность и долговечность работы соединения, наилучшей является посадка ш40 , с .Эту посадку и принимаем окончательной для указания на чертеже.

5. Для выбранной посадки определим действующие зазоры с учётом шероховатости и температурных деформаций.

где ( и ) или ( и ) - высотные параметры шероховатости охватывающий и охватываемой поверхности сопрягаемых деталей в мкм.

Подставив числовые значения соответствующих величин, получим: наибольший действующий зазор.

57+33+2(6.3 + 3.2) = 109 мкм;

наименьший действующий зазор

25 + 33 + 2(6.3 + 3.2) = 77 мкм;

средний действующий зазор

(109 + 77)/2 = 93 мкм;

Так как действующий средний зазор сравнительно близок к расчётному даже в крайне неблагоприятных условиях работы подшипника (с максимально повышенной температурой, что бывает редко), то будем считать, что выбранная посадка удовлетворяет предъявляемым требованиям.

Пример выполнения схемы полей допусков и чертежа соединяемых деталей приведён на рис. 1.

2.Расчёт посадки с натягом

Исходные данные:

Соединения передаёт крутящий момент Мк = 256 Нм и осевую нагрузку Р = 2.0 Номинальные размеры соединения : l = 40 мм,

d = 40 мм, d1 = 50 мм, D = 172мм, материал втулки - Бронза ОФ 10-1, шероховатость ее поверхности RZd = 3.2 мкм; материал зубчатого колеса - сталь35, шероховатость его поверхности, сопрягаемой со втулкой,

RZd = 2.5 мкм.

Запрессовка механическая, со смазкой. Рабочая температура близка к нормальной - tp ? 20?С.

Решение:

1. Эксплуатационное удельное давление на контактных поверхностях, необходимое для обеспечения относительной неподвижности сопрягаемых деталей при передачи внешних нагрузок ( Мк и Р )

РЭ = ,

Где Мк - крутящий момент, передаваемый соединением;

Р - нагрузка, действующая на соединение осевом направлении;

d и l - линейные размеры:

f - коэффициент трения ( по приложению 4 для сопрягаемых материалов принимаем f = 0.1 ).

Подставим числовые значения величин в исходную формулу, получим;

Па.

2. Минимальный расчётный натяг в соединении, необходимый для внешних нагрузок.

Nmin расч =

Где - эксплуатационное удельное давление на контактных поверхностях;

d - номинальный размер соединения;

Еd и ЕD - модули упругости материалов, соответственно, охватываемой и охватывающей деталей ( по приложению 5 для стали ЕD = 2Па , для бронзы Еd = 0.84 Па );

Сd и СD - коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:

; ;

d1 и d2 - размеры соединяемых деталей;

d и D - коэффициенты Пуассона материалов, соответственно, охватываемой и охватывающей деталей ( по приложению 5 d = 0.35

D = 0.3 )

Подставив числовые значения соответствующих величин в исходные формулы, получим:

Сd = 4.2;

CD =2.2

Nmin расч = 17.1810мкм.

3. Максимальный расчётный натяг, при котором обеспечивается прочность соединяемых деталей, с учётом неравномерности распределения удельного давления по контактным поверхностям, определяется по предельно доступному давлению.

Nmax.расч ,

Где - предельно допустимое удельное контактное давление, определяемое по формулам:

Для охватываемой детали ;

Для охватывающей детали ;

и - пределы прочности материалов, соответственно, охватываемой и охватывающей деталей (из предложения 5 для бронзы - 3.9210 Па, для стали 35 - =3.14 10 Па )

- коэффициент, зависящий от отношения l/d, числовые значения которого определяется по графику (см. приложение 6 );

при и

Подставив числовые значения величин в исходные формулы, получим

Па;

Па;

При определении максимального расчётного натяга Nmax.расч в качестве берется меньшее из подсчитанных предельно допустимых удельных контактных давлений, т.е.

= Па,

Nmax.расч = мкм.

4. Натяги, определяемые расчётом (до сборки соединения ), после запрессовки уменьшается на величину смятия неровностей на контактных поверхностях соединяемых деталей; кроме того, необходимо учитывать влияние температурных деформаций. Поэтому выбор посадок производят не по рассчитанным, а по функциональным предельным натягам, обеспечивающим работоспособность соединения. Значения функциональных натягов определяется с учётом поправок: на смятие микронеровностей - Uш и температурной Ut.

Для рассматриваемого случая Ut = 0, т.к. рабочая температура соединения близка к нормальной - 20С.

Поправка на смятие микронеровностей при запрессовке

,

где - и или ( и ) - параметры шероховатости, соответственно, охватывающей и охватываемой поверхностей.

При заданных в условиях значениях высот неровностей = 2.5 мкм и =3.2 мкм, найдем

мкм

С учётом этой поправки функциональные предельные натяги:

мкн,

мкн,

5. На основании проведённого расчёта, по таблицам ГОСТ 25347-82 выбираем такую стандартную посадку из числа рекомендуемых, у которой будут соблюдаться условия :

>; < и >

Для рассматриваемого соединения такой посадкой будет:

Ш или Ш

При этих отклонениях значения табличных натягов

мкм;

мкм;

Запас прочности соединения при эксплуатации

мкм;

Запас прочности при сборке

мкм;

Таким образом, у выбранной посадки

> мкм;

< мкм;

мкм> мкм.

Следовательно, выбранная посадка в полнее удовлетворяет предъявленным требованиям.

Пример выполнения схемы полей допусков и чертежа соединяемых деталей приведен на рисунке 2.

3. Расчёт переходной посадки

Исходные данные:

Соединение номинальным диаметром 30 мм осуществляется по переходной посадке , ( Ш30 ). Распределение возможных отклонений размеров отверстия и вала подчиняется закону нормального распределения случайных величин.

Решение:

1. Определяем характеристики посадки методом максимума - минимума. При этом, для заданного номинального размера и посадки соединения, по таблицам ГОСТ 25347-82 находим предельные отклонения:

Отверстия 30H7 - ES = 25, EI мкм;

Вала Ш40h6 - es = 42, ei мкм;

Определяем:

Допуск отверстия мкм;

Допуск вала мкм;

Допуск посадки мкм;

Зазор наибольший мкм;

Натяг наибольший мкм;

Следовательно, при сборке таких соединений натяги и зазоры в них могут находится в пределах:

мкм и мкм.

В случае, если предельное значение натяга больше зазора, то при средних значениях допусков отверстия и вала, соединения будет с натягом, а если больше зазор - то с зазором.

Так как в рассматриваемом случае > , то в соединении имеет место натяг, средняя величина которого

мкм.

2. Вероятностные характеристики посадки с учётом рассеяния деталей.

Если отклонения размеров отверстия и вала распределяются по нормальному закону с центром группирования в середине поля допуска, то значения зазора или натяга также будут распределяться по нормальному закону симметрично относительно среднего значения (Sm и Nm ). При этом среднее квадратическое отклонение натяга ( зазора ) определяется по формуле

;

вероятностный допуск посадки - по формуле

.

Вероятностные предельные зазоры или натяги, с учётом практических границ кривой рассеяния, определяются по формулам:

;

;

;

.

В рассматриваемом случае:

Среднее квадратическое отклонение натяга

мкм;

вероятность допуска посадки

мкм;

предельный вероятностный натяг

мкм.

В данной пере5ходной посадке, где , предельный вероятностный зазор будет

мкм.

Положение центра группирования натягов относительно начала их отсчета определится величиной среднего натяга мкм.

3. Рассчитаем вероятность натягов и зазоров (или процент натягов и зазоров).

Вероятность натягов в пределах от 0 до 42 мкм определяется с помощью интегральной функции вероятности ,

Где

Из приложения 7 находим, что при , вероятность получения натягов в пределах от 0 до 17 мкм составляет .Так как вероятность получения натягов в приделах от 17 до 42 мкм составляет 0.5 ,то вероятность получения натягов в рассматриваемой посадке будет

или %

Вероятность получения зазоров

или 0.3%

Следовательно, при сборке соединений с комбинацией полей допусков примерно 99.7% их будет с натягами и 0.3% - с зазорами.

Пример выполнения схемы полей допусков, графика вероятностей распределения натягов и зазоров и чертежа соединяемых деталей приведён на рисунке. 3.

4. Расчёт калибров

Исходные данные:

Номинальные посадочные размеры и предельные отклонения деталей принимаются по ранее рассчитанным и выбранным параметрам - ш40

( см. расчёт посадки с зазором ).

Решение:

1. Предельные размеры:

Отверстие - мм, мм;

Вала - мм, мм;

2. По таблицам ГОСТ 24853 - 81 ( см. приложение 8 ) в интервале размеров 30 - 50 мм, квалитета IT 6, находим данные для расчёта калибров.

Для отверстия:

допуск на изготовление калибра - пробки мкм; отклонение середины поля допуска проходного калибра - пробки относительно наименьшего предельного размера изделия ( отверстия ) мкм; допустимый выход размера изношенного калибра - пробки за границу поля допуска изделия ( отверстия ) мкм.

Для вала:

Допуск на изготовления калибра-скобы мкм; отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра-скобы относительно наибольшего предельного размера изделия ( вала ) мкм; допустимый выход размера изношенного проходного калибра-скобы за границу поля допуска изделия ( вала ) мкм; допуск на изготовление контрольного калибра для скобы мкм.

3. Размеры калибра-пробки для контроля отверстия:

наибольший размер проходного нового калибра-пробки

мм;

исполнительный размер проходного калибра-пробки

мм;

наименьший размер изношенного проходного калибра-пробки

мм;

наибольший размер непроходного нового калибра-пробки

мм;

исполнительный размер непроходного калибра-пробки

мм.

4. Размеры калибра-скобы для контроля вала:

наименьший размер проходного нового калибра-скобы

мм;

исполнительный размер проходного калибра-скобы

мм;

наибольший размер изношенного проходного калибра-скобы

мм;

наименьший размер проходного калибра-скобы

мм;

исполнительный размер непроходного калибра-скобы

мм.

5. Размеры контрольных калибров

Наибольший размер проходного контрольного калибра для контроля рабочей скобы при её изготовлении

мм;

исполнительный размер проходного контрольного калибра

мм;

наибольший размер непроходного контрольного калибра для контроля рабочей скобы при её изготовлении

мм;

исполнительный размер непроходного калибра

мм;

посадка сопряжение натяг

наибольший размер непроходного контрольного калибра для контроля износа проходной рабочей скобы

мм;

исполнительный размер контрольного калибра

 мм.

Пример выполнения схем полей допусков калибра-пробки и калибра-скобы приведен на рисунке 4, а чертежи калибров на рисунке 4а и 4б.

6. Расчёт посадок подшипника качения

Исходные данные:

Подшипник № 208, класс точности 6, посажен на сплошной вал и в чугунный неразъемный корпус. Радиальная нагрузка кН, осевая кН. По условиям работы узла: нагружение внутреннего кольца - циркуляционное, наружного - местное, нагрузка умеренная с малой вибрацией, перегрузка - 150%

Решение:

1. По таблицам ГОСТ 520-89 находим, что подшипник № 208 радиально упорный, средней серии; его основные размеры:

мм, мм, мм, мм.

2. Интенсивность нагрузки на посадочною поверхность определяем по формуле

,

где R - радиальная нагрузка в Н (R= 9.7 кН);

b - рабочая ширина посадочного места в мм

- динамический коэффициент посадки (при перегрузке 150%, умеренных толчках и вибрации ; при перегрузке 300%, сильных ударах и вибрации );

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга (при сплошном вале );

- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки.

Подставив соответствующие числовые значения величин в исходную формулу, получим

Н/мм

3. По найденному интенсивности нагрузки из приложений 14 и 15 находим: посадка внутреннего, циркуляционного нагруженного кольца на вал - k6; посадка наружного, местно нагруженного кольца в корпус - Н7.

4. Поля допусков и характеристики посадок

Величины допусков на присоединительные размеры подшипника и предельные отклонения вала и расточки корпуса для выбранных посадок берём из таблиц ГОСТ 2534-82.

У подшипников качения классов точности 0 и 6 допуски на размер отверстия внутреннего кольца для диаметров до 400 мм соответствуют допускам отверстия 6-го (по h6) квалитета; допуски наружного размера внешнего кольца для диаметров до 150 мм соответствуют значениям допуска вала 5-го квалитета (по h5), а для диаметров свыше 150 мм - допускам вала 6-го квалитета (по h6).

В рассматриваемом случае, при посадке на вал по k6: размер вала - Ш40k6 ;

размеры отверстия внутреннего кольца Ш40 h6 ;

наибольший натяг мкм;

наименьший натяг мкм.

При посадке в корпус по Н7:

размер отверстия в корпусе - Ш80Н7;

наружный размер внешнего кольца - Ш80h5 ;

наибольший зазор ;

наименьший зазор .

5. Радиальный посадочный зазор при выбранной посадке

где - среднее значение начального радиального зазора;

- диаметральная деформация беговой дорожки кольца.

Величины начального зазора берем из приложения 16.

;

мкм.

Диаметральная деформация беговой дорожки кольца, после посадок его на вал или в корпус с натягом, подсчитывается по формулам:

при неподвижной посадке внутреннего кольца на вал

при неподвижной посадке наружного кольца в корпус

эффективный ( действительный ) натяг



- приведенный внешний диаметр внутреннего кольца

- приведенный внутренний диаметр внешнего кольца

; .

Для рассматриваемого случая

мм;

мкм

мкм.

Полученная отрицательная разность свидетельствует о том, что между телами качания и беговыми дорожками имеет место натяг, а это недопустимо, так как произойдет заклинивание тел качения. Следовательно, необходимо подобрать другую посадку подшипника на вал, с меньшими отклонениями вала.

Выбираем посадку внутреннего кольца на вал - js6

При этом: размер вала Ш40 js6 ;

наибольший натяг мкм;

диаметральная деформация беговой дорожки

мкм.

посадочный зазор мкм.

Следовательно, посадочный зазор имеет место, что требовалось обеспечить.

6. Отклонения циллиндричности в любом сечении и соосности в диаметральном выражении посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов под подшипники качения классов точности 0 и 6 не должны превышать 0.25 допуска на диаметр, т. е.

и

где Т - допуск размера посадочной поверхности.

В рассматриваемом случае отклонения циллиндричности и соосности могут быть назначены:

- для вала мкм

и мкм;

- для отверстия

и

Шероховатость посадочных поверхностей валов и отверстий в корпусе принимается по ГОСТ 2784-73 (см. приложение 35)

Пример выполнения схем полей допусков, чертёж узла и сопрягаемых с подшипником деталей приведён на рис. 5

7. Расчёт размерной цепи

Исходные данные:

Номинальные размеры звеньев размерной цепи, мм:

	40	16	18	8	26

Случайные погрешности размеров подчиняются закону нормального распределения. Выход размера зазора за приделы допуска не должен превышать 0.27%.

Решение:

Производим обход контура размерной цепи, начиная с одной стороны замыкающего звена до возвращения с его другой стороне и строим схематическое изображение цепи.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Уменьшающие звенья	Увеличи- вающее звено	Замыкаю- щее звено
	16	18	8	40	26

Устанавливаем, что размер , является увеличивающим звеном, а размеры , , , , - уменьшающими и составляем основное уравнение цепи

Величина допуска исходного (замыкающего) звена определяется, как разность между его верхним и нижним предельными отклонениями.

А. Для обеспечения полной взаимозаменяемости произведем расчет допусков и предельных отклонений составляющих звеньев на максимум-минимум, без учета закона рассеяния размеров.

1. Так как номинальные размеры отдельных звеньев цепи значительно отличаются друг от друга, задачу решаем из условия назначения одного квалитета на все размеры. В этих условиях, при равноточных размерах, относительный коэффициент точности (количество единиц допуска) искомого квалитета цепи определяется по формуле

где - сумма допусков составляющих звеньев, допуски которых предусмотрены стандартом или заданы;

n - общее количество составляющих звеньев цепи;

q - количество звеньев с заданными или стандартизованными допусками;

i - единица допуска для среднего значения соответствующего интервала размеров, мкм (приложение 18).

С учетом этого, количество единиц допуска искомого квалитета цепи будет:

2.Допуски составляющих размеров цепи

В соответствии с рассчитанным количеством единиц допуска, по приложению 19 определяем квалитет и назначаем величины допусков для соответствующих размеров.

Полученное количество единиц допуска (64) соответствует принятому для квалитета IT10. Поэтому, приняв звено (как технологически наиболее сложное) за корректирующее, для остальных размеров назначаем стандартные допуски по квалитету IT10. Значения их находим из таблиц ГОСТ 25347-81 (приложение 32)

Допуск размера

Следовательно, на долю размера остается допуск в 82 мкм.

3. Предельные отклонения составляющих размеров

Предельные отклонения для размеров охватываемых поверхностей назначаются со знаком (-), как основных валов, а охватывающих - со знаком (+), как основных отверстий.

Обычно к охватываемым поверхностям относятся уменьшающие размеры, к охватываемым - увеличивающие.

С учетом этого предельные отклонения составляющих размеров будут:

верхние

нижние ; ; ; ; ;

Предельные отклонения размера определяем, исходя из формулы:

;

;

где m - число звеньев увеличивающих;

n - число звеньев уменьшающих.

В схеме размерной цепи рассматриваемого случая, звено увеличивающее, остальные - уменьшающие. С учетом этого, формулы для определения отклонений звена приймут вид:

;

.

Подставив числовые значения отклонений в формулы, получим:

т.е.

4. Проверка правильности расчета

Используя полученные расчетом размеры составляющих звеньев, определяем предельные размеры и допуск замыкающего звена и сравниваем с заданными значениями

;



Следовательно, расчет произведен правильно.

Б. Для обеспечения взаимозаменяемости с учетом нормального закона рассеяния размеров и допустимым 0,27% риском выхода размера зазора за пределы допуска, расчет произведем вероятностным методом.

1. Из условия назначения одного квалитета на все размеры, определяем количество единиц допуска искомого квалитета цепи по формуле:

, где

- сумма допусков составляющих звеньев, допуски которых предусмотрены стандартом или заданы;

n - общее количество составляющих звеньев цепи;

q - количество звеньев с заданными или стандартизованными допусками;

i - единица допуска для среднего значения соответствующего интервала размеров, мкм (приложение 18);

t - коэффициент, зависящий от процента риска выхода размера за пределы допуска (приложение 20);

- коэффициент относительного рассеяния замыкающего звена принимается: при нормальном законе рассеяния размеров ; при рассеянии размеров близком к закону треугольника ; при неизвестном характере кривой рассеяния размеров . С достаточной для расчета точностью можно брать .

В рассматриваемом случае, при заданном значении 0,27% риска выхода размера зазора за пределы допуска и нормальном законе рассеяния и .

Подставив соответствующие значения в исходную формулу получим:

2. Допуски составляющих размеров цепи

В соответствии с рассчитанным количеством единиц допуска, по приложению 19 определяем квалитет и назначаем величины допусков для соответствующих размеров.

Полученное количество единиц допуска (140) очень близко с количеством единиц (160), принятым для квалитета IT12. Поэтому, приняв звено за корректирующее, для остальных размеров назначаем стандартные допуски по квалитету IT12. Значения их находим из таблиц ГОСТ 25347-81 (приложение 32).

; ; ; .

Допуск размера

Следовательно, на долю размера остается допуск в 518 мкм.

3. Предельные отклонения составляющих размеров

.

; ; .

Координаты центров группирования допусков размеров при коэффициенте асимметрии (для нормального закона распределения) будут соответствовать координатам середин полей допусков

; ; ; ; .

Координата середины поля допуска исходного звена (зазора)

Координата середины поля допуска размера

Предельные отклонения размера

4. Размеры составляющих звеньев цепи, полученные в результате расчета

; ; ; ; ; ;; .

и по условию .

5. Проверка правильности расчета

С учетом закона нормального распределения и заданного процента риска (0,27%) вероятности распределения размера за допустимые пределы, должно соблюдаться следующее условие:

В рассматриваемом случае

Следовательно, расчет произведен правильно и поставленное условие обеспечивается.

6. Сравнение результатов расчета

Из сравнения результатов, полученных расчетами следует, что метод расчета на максимум-минимум дает ужесточенные (малые) допуски. Величины их примерно в два раза меньше, чем допуски, полученные вероятностным методом расчета.

Ужесточение допусков усложняет технологию обработки, ведет к увеличению экономических и трудовых затрат и, кроме того, увеличивается вероятность появления размерного брака изделий. Вероятностный метод позволяет значительно расширить допуски без большого риска несоблюдения полной взаимозаменяемости. Это, свою очередь, облегчает и удешевляет производство деталей, что является более целесообразным и экономически выгодным.

8. Определение допусков зубчатых колёс передачи

Исходные данные:

Передача смонтирована в чугунном корпусе. Зубчатые колеса стальные, некорригированные, с параметрами: модуль нормальный мм; угол наклона зубьев ; угол главного профиля ; ширина зубчатого венца мм, числа зубьев: , , степень точности 8 ГОСТ1643-81.

При работе передачи температура колёс достигает +44° С, а температура корпуса +29° С. Окружная скорость V=12 м/с

Решение:

1. Определяем номинальные значения параметров, необходимых для контроля;

а) диметры делительных окружностей

мм; мм.

б) диаметры вершин зубьев

мм;

мм.

в) номинальное значение длины общей нормали определяется по формуле

В рассматриваемом случае с учётом исходных данных.

; ;

мм.

мм.

г) номинальное значение толщины зуба по постоянной хорде

мм.

д) измерительная высота зуба до постоянной хорды

мм.

2. В соответствии с заданной степенью точности из таблиц ГОСТ 1643-81 находим:

а) нормы показателей, обеспечивающих кинематическую точность по 8-ой степени (приложение 21):

- допуск на радиальное биение зубчатого венца

мкм. мкм.

- допуск на колебание длины общей нормали

мкм. мкм.

б) нормы показателей, обеспечивающих плавность хода передачи по 7-й степени (приложение 22);

- отклонение шага зацепления

мкм. мкм.

- отклонение окружного шага

мкм. мкм.

- погрешность профиля зуба

мкм. мкм.

в) нормы показателей, обеспечивающий контакт сопряжённых зубьев по 8-й степени (приложение 23 и 24)

%

- по высоте зуба

%

- допуск на погрешность направление зуба

мкм.

3. Боковой зазор в передаче.

Величина бокового зазора, обеспечивающая температурную компенсацию определяется по формуле.

где -межосевое расстояние передачи -= 145 мм;

и -коэффициенты линейного расширения, соответственно, материалов колес и корпуса ( из приложения 3 принимаем )

и - рабочая температура, соответственно, колёс и корпуса (по условию задачи = +44° С, = +29° С);

- угол главного профиля (по условию ).

Подставив числовые значения соответствующих величин в исходную формулу, получим

мм

Величина бокового зазора для обеспечения нормальных условий смазки

, мкм,

где - модуль нормальный (по условию =2,5);

числовое значение коэффициента при выбираются меньше (ближе к 10) для тихоходных передач большее (ближе а 30) для быстроходных. В рассматриваемом случае, для быстроходной передачи примем коэффициент равным 20, тогда

мкм.

Суммарный минимально необходимый зазор.

мкм.

Для назначения стандартного вида сопряжения и вида допуска, в таблицах ГОСТ 1643-81 (см приложение 25) находим значение наиболее близкое (но не меньше) к расчётному .

В рассматриваемом случае, для передачи с =145 мм находим мкм, вполне соответствующее минимально необходимому расчётному зазору . этому значению соответствует вид сопряжения „С”, вид допуска „С” и предельное отклонение межосевого расстояния мкм.

Для обеспечения такого зазора в передаче с 8-й степенью нормы плавности, делительные диаметры мм и мм и допуском на радиальное биение зубчатого венца мкм, мкм, из приложений 26 и 27 находим табличные значения наименьшего дополнительного смещения исходного контура и допуски на смещение исходного контура

мкм, мкм;

мкм, мкм.

С учётом этих значений возможный наибольший зазор в передаче

мкм.

Допуск на радиальное биение диаметра вершин зубьев

мкм, мкм; предельные отклонения диаметра вершин

мкм, мкм. Числовые значения берутся из таблиц ГОСТ 25347-82.

4. Свободный угловой поворот зубчатого колеса при сборке

Наименьший свободный угловой поворот зубчатого колеса 2.

Наибольший свободный угловой поворот зубчатого колеса 2.

Пример выполнения схем контролируемых элементов приведён на рисунке

5. Полученные результаты заносим в таблицу (см. табл.8.1)

Величины параметров зубчатых колёс

Таблица 8.1

Наименование параметра	Обозначение	Расчетная величина
Модуль	m	2,5
Число зубьев		32; 84
Нормальный исходный контур	-	ГОСТ 13755-81
Коэф. Смещение исход. контура		-
Степень точности по ГОСТ 1643-81	-	8
Нормальная длина общей нормали	W
Допуск на среднею длину общей нормали		-
Наименьшее отклонение длины общей нормали		-
Допуск на радиальное биение зубчатого венца
Диаметр делительной окружности	d
Толщина зуба по постоянной хорде		3,47
Допуск на толщину зуба		-
Наименьшее отклонение толщины зуба		-
Высота зуба по постоянной хорде		-
Гарантированный боковой зазор		100
Допуск на погрешность профиля зуба		-
Предельное отклонение межосевого расстояния		-
Допуск на смещение исходного контура
Наименьшее дополнительное смещение исходного контура
Пятно контакта	по высоте зуба	не менее	-
	по длине зуба	не менее	-

9. Выполнение чертежа детали и подбор инструмента для контроля ее размеров

По величине предельной погрешности выбирается соответствующий инструмент (прибор), погрешность измерения которым не должна превышать предельной.

В рассматриваемом случае необходимо подобрать подходящий по точности измерительный инструмент (прибор) для контроля в цеховых условиях посадочного размера крышки подшипника.

Посадочным размером крышки является центрирующий буртик диаметром 52 мм с предельными отклонениями.

Для этого размера и поля допуска по табл. ГОСТ 24347-82 находим предельные отклонения: es=0; ei=-15 мкм

Допуск размера: Тd=es - ei=0 - (-15)=15 мкм.

Примем допустимую предельную погрешность метода измерения величиной 30% допуска размера и определим ее числовое значение

lim=0,3Тd=0,3х15=4.5 мкм

Из приложения 30 выбираем микрометр с отчетом 0,01 мм при линейчатом контакте . Микрометр при работе находится в руках. Температурный режим 20±5С. Погрешность измерения при настройке на нуль по установочной мере составляет 16мкм.

10. Выполнение параметров детали и подбор инструмента для контроля ее размеров

Исходные данные:

Выполнить чертеж заданной детали с указанием в нем точности размеров, отклонений формы, расположения и шероховатости поверхностей.

Подобрать подходящий по точности инструмент (прибор) для контроля ее посадочного размера в цеховых условиях.

Выполнение этой задачи включает в себя:

1. Назначение номинальных размеров.

2. Вычерчивание детали.

3. Назначение и указание в чертеже показателей точности и шероховатости поверхностей.

4. Выбор инструмента для контроля посадочного размера.

В качестве примера выполнения чертежа на рис. 9 показана крышка подшипника поз. 1 (см. рис. 4а).

1. Назначение номинальных размеров

Для данной детали известны: наружный посадочный размер центрирующего буртика крышки D, соответствующий номинальному размеру наружного диаметра внешнего кольца подшипника и его длина h, входящая составляющим размером размерной цепи. Размер отверстия d назначается по величине проходящего через него диаметра вала db принимается d=db+2мм.

Размер Dм под манжетное уплотнение, назначается по размеру манжеты, которая, в свою очередь, выбирается по диаметру уплотняемого участка вала. Остальные размеры назначаются конструктивно.

2. Вычерчивание детали

При вычерчивании деталей подшипникового узла таких как крышка, стакан или крышка-стакан, достаточно привести главный вид. Выполнение чертежа осуществляется в соответствии с нормами и правилами ЕСКД.

3. Назначение и указание в чертеже показателей точности и шероховатости поверхностей.

На чертежах крышек, стаканов и крышек-стаканов указывают предельные отклонения размеров, формы, расположения и шероховатости поверхностей.

В рассматриваемом случае предельные отклонения размера h известны из расчета размерной цепи. Предельные отклонения диаметра D центрирующего буртика принимают по h8, а размера Dм под манжетное уплотнение - по Н8.

Отклонения формы должны назначаться только при наличии особых требований, вытекающих из условия работы, изготовления или измерения детали.

Для правильной работы подшипника в станине необходимо оговорить овальность и конусообразность посадочной поверхности под подшипник. Величина овальности и конусообразности не должны превышать половины допуска на размер посадочной поверхности. У остальных поверхностей отклонения формы в диаметральном измерении должны находиться в пределах допуска на размер и в чертеже особо не оговариваются.

На чертеже отклонения формы указываются в соответствии с правилами ЕСКД (СТ СЭВ 368 - 76 или ГОСТ 2.308 - 79).

Отклонения расположения поверхностей также оговариваются лишь при наличии особых требований, вытекающих из условий работы, изготовления или измерения детали.

При назначении отклонений расположения поверхностей и осей увязываются между собой основные сопрягаемые поверхности и поверхности, определяющие собираемость.

В рассматриваемом случае, в собранном узле между торцом центрирующего буртика и кольцом подшипника имеется зазор. Базирование по поверхностям Г и Д не осуществляется, поэтому требования точности к торцам крышки не предъявляют.

В крышке подшипника встроено манжетное уплотнение. При такой конструкции крышки на чертеже приводят допуск на несоосность поверхности Б относительно оси центрирующего буртика и на взаимную непараллельность торцов В и Г. Допуски То на несоосность на диаметре DM принимают по IT6, а на непараллельность торцов на диаметре D по IT9. Числовые величины их берут из стандартов ГОСТ 25346 - 82 или ГОСТ 25347-82.

На чертежах крышек и стаканов приводят также предельные смещения осей крепежных отверстий от номинального расположения.

Смещение осей может привести к невозможности крепления крышки или стакана к корпусу всеми болтами - нарушение собираемости.

Точность расположения осей координат крепежных отверстий при сверлении по кондукторам задают предельным допустимым смещением осей отверстий от номинального расположения - допуск зависимый (см. ГОСТ 14140-69).

Величину допуска Г на смещение принимают

,

где Dome и dcm - соответственно, диаметр отверстия и диаметр стержня винта.

При разметке или сверлении крепежных отверстий в сопряженной детали по отверстиям во фланце крышки или стакана (при малом количестве выпускаемых изделий) требования точности к координатам отверстий последнего не предъявляют.

На чертежах предельные отклонения расположения осей указываются по правилам ЕСКД, в соответствии с ГОСТ 2.308-79

Шероховатость поверхностей назначается, исходя из условий работы сопряжения.

Числовое значение параметров Rz или Ra должно составлять долю допуска размера Тр или допусков формы Тф и расположения поверхностей Тn. В связи с этим между допуском размера Тр и параметром Rz в литературе рекомендуется принимать зависимости:

- для квалитетов IT6-IT10 ,

- для квалитетов IT11 и грубее

Если в конструкции сопряжения ограничиваются отклонения формы или расположения поверхностей по сравнению с допуском на размер, то соответственно должна быть ограничена шероховатость поверхности. При этом рекомендуется назначать:

или

Переход от параметра Rz к параметру Ra производят по соотношениям:

при мкм; при мкм.

Числовые величины параметров шероховатости назначаются по ГОСТ 2789 - 73. На чертежах обозначение шероховатости поверхностей наносится в соответствии с ГОСТ 2.309-79.

4. Выбор инструмента для контроля посадочного размера.

Инструмент для контроля выбирается по величине допуска контролируемого размера, с учетом предельной погрешности метода измерения.

При контроле размеров деталей в цеховых условиях предельная погрешность метода измерения должна находиться в пределах 20 ... 30% величины допуска контролируемого размера, выполненного по квалитету IT6 и грубее.

По величине предельной погрешности выбирается соответствующий инструмент (прибор), погрешность измерения которым не должна превышать предельной.

В рассматриваемом случае необходимо подобрать подходящий по точности измерительный инструмент (прибор) для контроля в цеховых условиях посадочного размера крышки подшипника поз. 1 (см. рис. 4а).

Посадочным размером крышки является центрирующий буртик диаметром 130 мм с предельными отклонениями по.

Для этого размера и поля допуска по табл. ГОСТ 24347 - 82 находим предельные отклонения: es = 0; ei = -68 мкм.

Допуск размера Td = es-ei = 0 - (-68) = 68 мкм.

Примем допустимую предельную погрешность метода измерения величиной 30% допуска размера и определим ее числовое значение

мкм.

Из приложения 30 выбираем микрометр с отсчетом 0.01 мм при линейчатом контакте. Микрометр при работе находится в руках. Температурный режим 20+5 С. Погрешность измерения при настройке на нуль по установочной мере составляет ± 16 мкм.

Размещено на Allbest.ru