Выбор и обоснование посадок гладких цилиндрических соединений

Исходные данные:

Обозначение соединения.	Вычерчиваемая деталь
C1	B3	D3,B1	M4	Полумуфта 15

С₁—паз блока шестерён 39 – вилка переключения 34

B₃—шлицевой вал 35 – блок шестерён 39;

D₃—стакан 34 – подшипник 23

B₁—шейка вала 35 – дистанционное кольцо 36;

M₄—болт11 – корпус 7;   

С₁ = 6

B₃ = 80

D₃ = 125

B₁ = 65;

M₄=М12

Рисунок 1 – Реверс-редктор.

                                                 ЛИСТ ЗАМЕЧАНИЙ

Содержание
1. Расчет параметров цилиндрического сопряжения С1 ………………….	7
2. Расчет параметров шпоночного соединения B3 ………………………..	9
3. Расчет параметров соединения D3 ……………………………………….	12
4. Расчет параметров подшипникового соединения B1 …………………..	13
5. Расчет резьбового соединения М4 ……………………………………….	18
6. Список использованной литературы ……………………………………	21

1.      Анализ работы механизма.

На рисунке 1 дан  чертёж реверс  редуктора. Входной  вал 21 приводится во вращение полумуфтой 15, которая соединена  с валом  через шпоночное  соединение С₂ : полумуфта-вал. Входной вал 21 расположен в  стакане 12, который  посредством  болтового соединения М₄ крепится к  корпусу 7 . Данное резьбовое соединение следует выполнять  с зазором, так как для предотвращения самоотворачивания  гайки берётся  пружинная  шайба.

            Далее крутящий момент передаётся  шестерне  расположенной  на конце  в вала и крепящийся к  нему через шлицевое соединение. В торце  этого же вала  высверлено  отверстие  для  вспомогательного вала 35, шейка   которого  вращается  на подшипниках в этом  отверстии.

            С шестерни  вращение передаётся  на два зубчатых колеса 8 и 26. Зубчатое колесо 26 свободно вращается  на шейке вала  25 , тем самым не влияя на вращение  вала 25,  и служит только для  смазки  частей редуктора  разбрызгиванием. Зубчатое колесо  8 через шлицевое  соединение А₇ приводит  во вращение  вал  4. На вал 4 через шлицевое  соединение посажено широкое  зубчатое колесо 2. Зубчатое колесо 2 предназначено для передачи  крутящего момента валу 25 через блок шестерён 39 .

            Блок шестерен  соединён с валом  35  через шлицевое   соединение и имеет возможность  перемещаться по валу 35, тем самым  входит   в зацепление то с одной, то  с другой шестернёй блока шестерён 27, повышая  или понижая скорость вращения на выходном  валу 25.

            Блок шестерен 39 приводится в  поступательное движение вдоль вала вилкой переключения 34. Вилка переключения  и блок шестерен имеют плоское сопряжение , которое необходимо выполнить с  гарантированным зазором .

2.Расчёт параметров плоского сопряжения С₁: паз  блока шестерён 39 – вилка переключателя 34.

Для беспрепятственного вращения блока шестерен 39, а также для облегчения сборки (разборки) соединения необходимо иметь в  соединении  гарантированный зазор. Так как данное  соединение не требует высокой точности изготовления, то примем допуск по 8 квалитету.

            Допуск вилки  по 8 квалитету равен 0,022 мм, основное отклонение h=0, таким образом  ширина вилки равна 6h8 (_-0,022). Наибольшая ширина вилки равна 6 мм, наименьшая – 5,978 мм.

            Для получения гарантированного зазора ширину паза для  вилки необходимо выполнить немного больше 6 мм. Этому условию удовлетворяет поле допуска паза с основным отклонением F= +0,013 мм; точность  изготовления  паза примем по 8 квалитету  (JT8 = 0,022). Таким  образом, ширина  паза равна 6F8 ( ) мм.

         Соединение вилки с пазом блока шестерён будет  выполнено по следующей посадке 6h8/F8.

         Принятые допуски  размеров паза  и вилки дают  следующие значения зазоров:

         C _max = 6,035 – 5,978 = 0,057 мм;

         C _min = 6,013 – 6,000 = 0,013 мм.

На рисунке 2 приведена схема расположения полей допусков рассматриваемых паза  и вилки.

Рисунок 2 – Схема расположения  полей допусков паза (F8) и вилки (h8) .

3.Расчёт параметров шлицевых соединений B₃: шлицевой вал 35 – блок шестерён 39.         

Соединение шлицевого вала 35 с шлицевой втулкой блока шестерён 39 необходимо производить с  гарантированным зазором по посадочным поверхностям шлиц. Такое сопряжение позволяет обеспечить  сборку соединения и компенсирует  погрешности  взаимного расположения вала  и  втулки. Способ центрирования шлицевых деталей  в  этих соединениях принимают по наружному диаметру D, как наиболее распространённый  и технологичный , тем более что  применение центрирования в данном случае по d или b  ничем не вызвано.

Для получения гарантированных зазоров примем следующие стандартные соединения по параметрам шлицёв:

по наружному диаметру D -  ø 78H7/f7;

по боковым сторонам b – 12D9/f8;

по внутреннему диаметру d – ø72H11/a11.

На сборочном чертеже обозначение шлицевого соединения запишется в  виде:

D – 10 × 72 H11/a11 × 78 H7/f7 × 12 D9/f8

Шлицевая втулка обозначится  так:

D – 10 × 72H11 × 78H7 × 12D9

А  вал: D – 10 × 72a11 × 78f7 × 12f8

Численные значения допусков и отклонений шлицевых элементов выбирается  из таблиц на допуски  и посадки гладких цилиндрических соединений, а их значения приведены на сечениях втулки  и вала

(Рисунок 3). Там же показана шероховатость поверхностей элементов  шлиц.

Рисунок 3 – Сечение шлицевого вала.

Рисунок 4 – Сечение шлицевой втулки.

Рассматриваемое соединение характеризуется следующими минимальными и максимальными зазорами:

по размеру D: Cmin = 0,030 мм ; Cmax = 0,090 мм

по размеру b: Cmin = 0,066 мм; Cmax = 0,136 мм

по размеру d: Cmin = 0,360 мм; Cmax = 0,740 мм.

4.Расчёт подшипникового соединения D₃: стакан 24 – подшипник 23.

         Из рисунка 1 видно,  что вал 25установлен в  стакане 24 на подшипнике 23. Из рисунка так же видно, что наружное кольцо подшипника не вращается , из этого следует, что это кольцо должно устанавливаться в  стакан с минимальным зазором. Под наружное кольцо отверстие обрабатываем по 7 квалитету. Допуск наружного кольца направлен в материал кольца. Примем диаметр кольца 125 мм. и нулевую степень точности подшипника. При этих условиях допуск кольца подшипника равен 18 мкм, то есть можно записать, что наружный диаметр подшипника равен 125_{-0,018 мм. Для получения небольшого зазора отверстие в  стакане должно быть  больше 125 мм. Такому условию удовлетворяет поле допуска отверстия} G7 имеющее нижнее отклонение EJ = 0.014 мм , а верхнее ES = + 0.054 мм. При этих размерах наружного диаметра подшипника и отверстия  получил:

         Сmax = ES – ei = 0,054 – (-0,018) = 0,072 мм.

         Cmin = EJ – es = 0,014 – 0 = 0,014 мм.

         Расположение полей допусков рассматриваемого подшипникового соединения показано на рисунке 5.

Рисунок 5 – Расположение полей допусков деталей подшипникового соединения.

5.Расчётпа раметров цилиндрического сопряжения B₁:шейка вала 35 – дистанционное кольцо 36.

             Для обеспечения сборки (разборки) соединения необходимо иметь гарантированный зазор. При  назначении посадки учитываем ,  что на этом  же валу 35 устанавливается подшипник 37, который является основной деталью в этом соединении. Следовательно, допуск вала зависит от характера соединения  подшипник – вал. Учитывая, что в рассматриваемом соединении внутреннее кольцо подшипника вращается, то его соединение с валом необходимо  выполнить с натягом. Исходя из изложенного, принимаем допуск вала по 6 квалитету (что рекомендовано стандартом по посадкам подшипников) с основным отклонением k, то есть k6.

         Допуск вала по 6 квалитету равен 0,019 мм, основное отклонение k = 0,002 мм, таким образом, для  вала  получим  ø65k6 (). Наибольший размер вала d, а наименьший - d _min = 65,002. Для  получения гарантированного зазора диаметр отверстия  кольца 36 необходимо выполнить  больше 65,021 мм. Этому условию удовлетворяет поле допуска с основным отклонением Е = +0,060 мм. Точность изготовления отверстия  принимаем  по 10 квалитету (JT10 = 0.120 мм), таким  образом для  отверстия получим ø65 E10 () мм.

         Соединение кольца с валом  будет выполнено  по комбинированной посадке ø65 E10/k6 мм

         Наибольший размер отверстия Dmax = 65,120 мм, наименьший – Dmin = 65,060 мм. Принятые допуски размеров отверстия и вала дают следующие значения зазоров:

         Сmin = EJ – es = 0,060 – 0,021 = 0,039 мм;

         Cmax =  ES – ei  = 0,120 – 0,002 = 0,118 мм.

         На рисунке 6 приведена схема расположения полей допусков рассматриваемого отверстия и вала.

Рисунок 6 – Схема расположения полей допусков отверстия (E10) и вала (k6).

5.1Расчёт размеров рабочих калибров.     

5.1.1 Расчёт размеров калибров пробок

Для контроля отверстия необходимо два калибра: рабочий проходной(Р-Пр) и рабочий непроходной  (Р-Не).

Для проходной пробки номинальным размером является наименьший размер отверстия Dmin = 65,060 мм.

Для непроходной пробки номинальным размером является наибольший размер  отверстия Dmax = 65,0120 мм.

Для номинального диаметра 65мм. и 10-го квалитета имеем : Н=5 мкм, z=13 мкм, y=0 мкм,  где Н – допуск на изготовление калибра; z – отклонение  середины  поля  допуска  от  номинального размера для  проходного калибра; у – предельная граница износа  проходного калибра.

Размеры  проходной  пробки:   

Наибольший размер на изготовление:  

  = Dmin + z + H/2 = 65,060 + 0,013 + 0,005/2 = 65,0755 мм;

наименьший размер для изготовления:

 =  Dmin + z – H/2 = 65,060 + 0,013 – 0,005/2 = 65,0705 мм;

наименьший размер  с учётом  износа:

 = Dmin – y = 65,060 -0,000 = 65,060 мм.

Размеры непроходной пробки:

наибольший размер на изготовление:

 = Dmax  + H/2 = 65,120 + 0,005/2 = 65,1225 мм.

наименьший размер на изготовление:

 = Dmax – H/2 = 65,120 – 0,005/2 = 65,1175 мм.

Рисунок 7 – Схема расположения  полей допусков проходной (Р-ПР) и непроходной (Р-НЕ) пробок относительно отверстия

5.1.2 Расчёт размеров  калибров скоб.

         Вал контролируется  двумя  калибрами-скобами: рабочей проходной (Р-ПР)  и рабочей непроходной (Р-НЕ). Рабочей проходной скобе номинальным размером является наибольший диаметр контролируемого вала: dmax=65,021. Для  рабочей непроходной скобы – наименьший диаметр вала dmin=65,002 мм.

         Для номинального диаметра 65 мм и 6-го квалитета имеем: Н1= 5мкм, Z1= 4мкм, У1= 3мкм, где Н1- допуск на изготовления калибра, z1- отклонение середины поля допуска от номинального размера для  проходного калибра, у1 – предельная граница износа проходного калибра.

         Размеры проходной скобы:

Наибольший размер на изготовление:

  = d _max – z1 + H1/2 = 65,021 – 0,004 + 0,005/2 = 65,0195 мм;

Наименьший размер на изготовление:

 = d _max – z1 – H1/2 = 65,021 – 0,004 – 0,005/2 = 65,0145 мм;

Наименьший размер с учётом износа:

 = d _max  + у1 = 65,021 + 0,003 = 65 ,024 мм.

         Размеры непроходной скобы.

Наибольший размер на изготовление:

 = d _min  + H/2 = 65,002 + 0,005/2 = 65,0045 мм.

Наименьший размер на изготовление:

= d _min  - H/2 = 65,002 – 0,005/2 = 64,9995 мм.

         Поля допусков калибров-скоб показаны   на рисунке 8. На рисунке 9 приведены эскизы калибров-скоб и калибра-пробки.

Рисунок 8 – Схема расположения полей допусков рабочей проходной и рабочей непроходной скоб.

Рисунок 9 – Эскиз калибра-пробки (а) и калибра-скобы(б).

6. Расчёт параметров резьбового сопряжения М4: болт 11 – корпус 7.

         Соединение болт-корпус  выполняется по посадке  с зазором (обычная крепёжная резьба). У всех метрических резьб посадка осуществляется только по среднему диаметру D2 (d2). По наружному и внутреннему диаметру посадки не предусмотрены, а соединение по этим диаметрам происходит  с гарантированным зазором.

         Для крепёжных резьб наиболее распространена резьба с  посадкой 6H/6g по среднему диаметру, поэтому примем её для дальнейшего рассмотрения.

         Номинальный средний диаметр резьбы определяется  по выражению :

D2(d2)=D(d) – 0,6495 ∙ P = 12 – 0,6495  ∙  1,75 = 10,813 мм , а внутренний диаметр по выражению

D1(d1) = D(d) – 1,0825317 ∙  P  = 12 – 1,0825317  ∙  1,75 = 10,106 мм ,где D(d) = 12 мм. - номинальный наружный диаметр болта (корпуса),

         Р = 1,75 мм номинальный шаг резьбы.

         Допуски и отклонения на диаметры резьбы находим по таблицам ГОСТ 16093-81.

         Допуски на диаметры корпуса равны JT_D2 = 0,200 мм, JT_D1 = 0,335 мм, а на диаметры болта JT_d2 = 0,150 мм, JT_d1 = 0,215 мм.

Нижнее отклонение Н для среднего и внутреннего диаметров корпуса равно нулю (Н=0). Верхнее основное отклонение g для  среднего  и наружного диаметров болта равно – 0,034 мм. (g = -0.034).

         Таким образом, отклонения среднего диаметра гайки равны 10,863^+0.200, а болта 10,863.  Исходя из полученных размеров средних диаметров, получим минимальный зазор  в соединении Сmin =0.034 мм, а максимальный  Смах = 0,0384 мм. Расположение полей допусков средних диаметров корпуса и болта приведено на рисунке 10.

Рисунок 10 – Схема расположения полей допусков среднего диаметра корпуса (6H) и болта (6g) резьбы М12.

Рисунок 11 – Эскиз полумуфты

Список использованных источников

1. Орлов Б.Ф., Потехин В.Н., Миронов Р.И. Методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Метрология, стандартизация и взаимозаменяемость». – Архангельск: Изд-во АГТУ, 2002. – 32 с.

2. Орлов Б.Ф., Потехин В.Н., Миронов Р.И. Метрология, стандартизация и взаимозаменяемость. Обоснование и выбор посадок, погрешности форм и шероховатости поверхности. Методические указания к выполнению курсовой работы, курсовых и дипломных проектов. - Архангельск: Изд-во АГТУ, 2003. – 35 с.

3. Мягков В.Д., Палей М.А. и др. Допуски и посадки. Справочник. – Л.: Машиностроение, 1982. Т.2. – 544 с.