Выбор и обоснование точностных параметров деталей и соединений изделия

1. Анализ конструкции и служебного назначения сборочной единицы

2. Допуски и посадки подшипников качения

3. Допуски и посадки гладких цилиндрических соединений:

3.1 Выбор системы образования посадок

3.3 Обоснования посадок в гладких цилиндрических соединениях

3.2 Выбор посадки с натягом расчетным путем

3.4. Выбор с помощью ПК переходной посадки

4. Посадки шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений

4.1 Шпоночные соединения

4.2 Шлицевые соединения

4.3 Резьбовые соединения

5. Выбор и обоснование метода достижения точности узла

5.1 Выбор конструкции и расчет размеров предельных калибров для контроля

5.2 Выбор и обоснование средств измерения зубчатых колес

5.3 Выбор и обоснование универсальных средств для контроля точности и шероховатости вала

7. Обоснования допусков формы, расположения и шероховатости поверхностей колеса и вала

Заключение

Перечень ссылок

Одной из важнейших задач экономического и социального развития в условиях рыночной экономики является ускорение темпов развития машиностроения. При этом для повышения качества и эффективности производства важная роль отводится вопросам стандартизации и совершенствования метрологического обеспечения при изготовлении изделий. И эта роль в значительной мере повышается в связи с необходимостью внедрять стандарты ISO серии 9000 по качеству продукции и маркетинг для обеспечения конкурентоспособности на мировом рынке.

Управление качеством продукции осуществляется на всех уровнях управления — межотраслевым, отраслевым, объединений и предприятий — на основе разработок и реализации взаимоувязанных технических, организационных, экономических и социальных мероприятий по улучшению качества продукции. Организационно-методической основой управления качеством является Государственная система стандартизации.

С повышением качества продукции увеличивается эффективность общественного производства и экономичность использования материальных и трудовых ресурсов страны. А также повышается уровень удовлетворения потребностей общества в соответствующей продукции, возрастают возможности для расширения международных торговых связей. В конечном счете, систематическая и постоянная борьба за качество — это обязательное условие научно-технического прогресса и высоких темпов экономического развития.

Курсовая работа охватывает следующие основные разделы курса:

— допуски и посадки подшипников качения;

— взаимозаменяемость гладких цилиндрических соединений;

— взаимозаменяемость шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений;

— выбор и обоснование метода обеспечения требуемой точности сборки изделия на основе расчетов размерных цепей;

— взаимозаменяемость зубчатых передач;

— нормирование отклонения формы и расположения поверхностей;

— выбор и обоснование измерительных средств.

1. Анализ конструкции и служебного назначения сборочной единицы

Данная сборочная единица представляет собой 2-х ступенчатый редуктор, где крутящий момент от электродвигателя передается на входной вал — 4. С входного вала 4, через вал-шестерню посредствам зубчатой передачи крутящий момент передается на промежуточный вал 2, а с него при помощи зубчатой передачи на входной вал 3.

Смазка картерная, окунанием. Сборка осуществлена в следующем порядке: вначале производится сборка узлов валов, а затем они устанавливаются в полу отверстия корпуса, после чего производится регулировка зацепления при помощи регулировочных прокладок. На конец устанавливается крышка редуктора и производится сборка болтового соединения. Крышка устанавливается коническим штифтом. После окончания сборки производится обкатка и испытание редуктора.

На тихоходный вал посадкой с натягом установлено зубчатое колесо 5, а на быстроходный вал посадкой с натягом установлено зубчатое колесо 8.

Корпус редуктора чугунный, температура нагрева корпуса 40⁰С, температура нагрева зубчатого колеса 75⁰ С.

Подшипники качения

Эксплуатационные параметры и технологические возможности сборки соединений с натягом

Шлицевое соединение Требуемая точность центрирования — относительно высокая, твердость втулки 48…55 HRC.

Зубчатые колеса

Требования к точностным параметрам при сборке редуктора

2.Допуски и посадки подшипников качения На листе 1 графической части проекта подшипники обозначаются позициями 32,33,34. Обозначение подшипников качения 203, 203, 204. Требования к точности у подшипников нормальные.

Размеры, посадки, режимы работы подшипников приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1

Выбор посадок подшипников качения на вал и в отверстия корпуса производится в зависимости от вида нагружения и режима работы.

Посадка наружного кольца с корпусом осуществляется в системе вала, а внутреннего кольца с валом в системе отверстия.

Посадка в корпусе назначается с зазором или переходная, чтобы избежать заклинивания подшипника.

Посадка на вал в зависимости от режима работы и требований к точности вращения назначается с натягом или переходная.

Схема расположения полей допусков соединения 1/32/4:

Рисунок 2.1

3. Допуски и посадки гладких цилиндрических соединений

3.1 Выбор системы образования посадок В данной курсовой работе для гладких цилиндрических соединений заданного изделия в соответствии со служебным назначением устанавливают вид посадок (с натягом, зазором или переходная) и выбирают систему их образования (система отверстия или система вала).

Выбор системы отверстия или вала для той или иной посадки определяется конструктивными, технологическими и экономическими соображениями. В данной курсовой работе, как предпочтительная принята система отверстия, поскольку она обусловливает значительное уменьшение номенклатуры режущего и мерительного инструментов, и, следовательно, более экономична по сравнению с системой вала.

Однако в ряде случаев более выгодной может оказаться система вала: если охватываемые детали (валики, оси, тяги) могут быть изготовлены из точных холоднотянутых прутков без обработки резанием наружных цилиндрических поверхностей, если на одном валу чередуются соединения, с одинаковыми номинальными диаметрами, но с различными посадками. Систему вала в данной курсовой работе используем лишь для шпоночного соединения и соединения наружного кольца подшипника качения с отверстием в корпусе.

Важно также правильно выбрать квалитеты (допуски) сопрягаемых размеров соединения, поскольку от этого зависят, с одной стороны, качество и долговечность работы соединения, а с другой — стоимость и производительность изготовления деталей. Стоимость, поскольку с уменьшением допусков себестоимость обработки повышается; производительность, поскольку от допусков зависят возможности применения рациональной технологии обработки и сборки деталей, а также использования соответствующего оборудования.

3.2 Обоснование посадок в гладких цилиндрических соединениях Для гладкого соединения позиция 2/24, 3/20 и 4/22 (корпус — проходная крышка) назначаем посадку H7/h9. Соединение корпуса с крышкой должно быть подвижным и разъемным (с зазором). Поле допуска отверстия принято H7 из условия посадки подшипника качения. В проходной крышке расположено уплотнение манжетного типа. Для надежной работы уплотнения манжета должна быть соосна оси вращения вала, отклонения от соосности вызывают следующие причины: радиальное смещение крышки при сборке относительно отверстия корпуса в пределах посадочного зазора, отклонение от соосности посадочной поверхности под манжету в крышке и оси центрирующей поверхности. Чтобы ограничить радиальное смещение привертной крышки, поле допуска центрирующей поверхности по ГОСТ 18 512–73 задают h9.

Для соединений 2/19, 3/23, 4/21 (корпус — гладкая крышка) назначаем посадку H7/d11: где Н7 — поле допуска отверстия под подшипник (принято для удобства обработки отверстия корпуса, поскольку предварительно была выбрана для соединения наружного кольца подшипника посадка с этим полем допуска), d11 — поле допуска крышки (назначаем согласно ГОСТ 18 511– — 73, исходя из того, что точное центрирование таких крышек по отверстию корпуса не требуется, единственное назначение таких крышек — закрыть отверстие корпусной детали).

Для соединений 8/4 и 5/2 (зубчатое колесо — вал) назначаем посадку (из числа рекомендуемых) Н8/z8 — с натягом достаточным, чтобы при действии на колесо внешней нагрузки не нарушалось касание сопрягаемых поверхностей, то есть не происходило раскрытие стыка.

Для соединения втулка — вал назначаем посадку Н7/k6. Посадки втулок должны иметь минимальный зазор или минимальный натяг. При большом зазоре втулка превращается в кольцо. При большом натяге усложняется сборка деталей и никакими эксплуатационными достоинствами такая посадка не обладает.

Для соединения кольцо — вал назначаем посадку D9/k6. Поле допуска вала связано в связи с установкой подшипника, поле допуска кольца выбрано для гарантии зазора.

3.3 Выбор посадки с натягом расчетным путем Расчет посадки с натягом выполняется с целью обеспечения прочности соединения, т.к. отсутствия смещения сопрягаемых деталей под действием внешних нагрузок, а также обеспечения прочности этих деталей в процессе сборки соединения. На рисунке 3.3.1 изображена схема для расчета посадки с натягом.

Рисунок 3.3.1

Величина натяга N, возникающего при сборке соединения, определяется зависимостью где N_А — деформация растяжения поверхности втулки;

N_В — деформация сжатия поверхности вала.

Из задачи определения напряжений и деформаций в толстостенных цилиндрах (задача Ляме) известны зависимости:

;

где p — давление на поверхности вала и втулки, Па;

D — номинальный диаметр соединения, мм;

E_A, E_B — модули упругости материала втулки и вала, Па;

C_A, C_B — коэффициенты, определяемые по формуле:

D₁, D₂ — размеры деталей соединения, мм (см. рис. 3.3);

м_A, м_B — коэффициенты Пуассона.

Из уравнений (1), (2) и (3) следует:

Относительная неподвижность деталей соединения будет обеспечена, если в процессе работы внешние нагрузки не будут превышать сил трения на сопрягаемых поверхностях вала и втулки.

Исходя из этого условия, определяется величина наименьшего удельного давления p_min, Па:

— при действии осевого усилия F, Н,

Откуда

где L — длина соединения, мм;

f — коэффициент трения на сопрягаемых поверхностях.

— при действии крутящего момента T, Н· м,

Откуда

— при действии осевого усилия F, Н, и крутящего момента Т, Н· м,

.

Минимально допустимый натяг при этом, следовательно, можно определить по формуле:

Прочность деталей соединения при сборке будет обеспечена, если наибольшие давления p_max, Па, на сопрягаемых поверхностях не вызовут пластических деформаций. Наибольшие напряжения на поверхности втулки p_maxA и на поверхности вала p_maxB могут быть найдены по теории наибольших касательных напряжений:

где у_TA и у_TB — пределы текучести материалов втулки и вала, Па;

г — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения давления по соединения.

Для дальнейших расчетов принимается меньшее из двух значений удельного давления p_maxA и p_maxB. Максимально допустимый натяг при этом, следовательно, можно определить по формуле:

В найденные значения минимального и максимального допустимых натягов должна быть внесена поправка, учитывающая смятие микронеровностей сопрягаемых поверхностей втулки и вала, величина которой определяется по формуле:

где K_A и K_B — коэффициенты, учитывающие величину смятия микронеровностей втулки и вала;

R_ZA и R_ZB — высота микронеровностей поверхностей втулки и вала.

Таким образом, значения минимального и максимального расчетных натягов могут быть найдены по формулам:

По найденным значениям N_minрасч и N_maxрасч необходимо выбрать стандартную посадку по ГОСТ 25 347–82. Условием выбора стандартной посадки являются соотношения между расчетными и стандартными предельными натягами:

Разность между расчетными и стандартными натягами определяет величину запаса прочности соединения.

Эксплуатационный запас прочности ?_э нужен для предотвращения относительного сдвига деталей соединения при возможных перегрузках:

Технологический запас прочности ?_т необходим для предотвращения разрушения деталей соединения при сборке вследствие отклонения режимов сборки от расчетных:

Стандартную посадку рекомендуется выбирать либо по максимальному, либо по среднему расчетному натягу. При этом, конечно, должны быть выполнены условия (19) и (20).

Выбор и обоснование посадки с натягом, конструктивных и технологических параметров соединения.

1. Исходные данные Диаметр соединения, мм d=22,00

Диаметр отверстия охватываемой детали, мм d1=0,00

Принятый диаметр наружной поверхности охватывающей детали, мм d2=36,00

Длина соединения, мм l=23,00

Материал деталей: охватываемойсталь 45 охватывающейсталь 45

Предполагаемый вид сборки — С предварительным нагревом Нагрузка в соединении:

Крутящий момент, Нм T=120,00

Осевая сила, Н P (Fa)=40,00

Шероховатость поверхностей, мкм: Raв=0,8; Raо=1,6

Коэффициент трения f=0,14

Коэффициенты, учитывающие смятие микронеровностей: kв=0,40; kо=0,40

Коэффициенты Пуассона: Mв=0,30; Mо=0,30

Коэффициенты линейного расширения: Aв=1,2000E-005; Aо=1,1500E-005

Модули упругости материалов, Па: Eв=2,1000E+012; Eо=3,0000E+012

Пределы текучести материалов, Па: Sтв=1,0020E+010; Sто=1,0013E+010

Температуры соединения, град С: рабочая tраб=75; сборки tсб=20

2. Основные данные расчета предельных натягов Коэффициенты Ляме: Св=0,70; Со=1,31

Необходимое минимальное давление в соединении, Па pmin=59 312 730,66

Необходимый минимальный натяг, мкм Nmin=0,91

Допустимое минимальное давление на поверхности, Па охватываемой детали pmaxв=5 811 600 000,00; охватывающей детали pmaxo=5 781 728 711,11

Допустимый максимальный натяг в соединении, мкм Nmax=89,00

Поправки, мкм: на смятие неровностей (шероховатости) Nш=35,20

на различие рабочей и сборочной температур деталей Nt=0,55

Минимальный расчетный натяг, мкм Nmin расч=36,66

Максимальный расчетный натяг, мкм Nmax расч=124,75

Эксплуатационный запас ?_э:

?_э=N_{min табл}-N_{min расч}

?_э1=40−36,66=3,34 мкм.

Технологический запас ?_т:

?_т=N_{max расч}-N_{max табл}

?_т1=124,75−106=18,75 мкм.

3. Характеристики расчетных посадок Рекомендуемая посадка 22,00 H8/z8

Назначена посадка — 22,00 H8/z8

Аргументы в пользу выбранной посадки:

Выбранная посадка обеспечивает достаточный натяг для передачи вращающего момента на вал и учитывает физические свойства материалов вала и зубчатого колеса.

Основные технологические параметры Вид сборки соединения — С предварительным нагревом Температура нагрева, град С — 180

Используемое оборудование — установка ТПЧ Вид контроля качества сборки — по контролю диаметров соединяемых деталей и температуры нагрева (термопары) Предполагаемые технологические процессы обработки охватываемой детали — точение охватывающей детали — точение Предполагаемые виды контроля точности обработки охватываемой детали — активный контроль охватывающей детали — активный контроль Рисунок 3.3.2 — Схема расположения полей допусков

3.4 Выбор с помощью ПК переходной посадки Переходные посадки образуются в системе отверстия (вала) с использованием основных отклонений js (JS), k (K), m (M), n (N) и предназначены для неподвижных, но разъёмных соединений с обеспечением хорошего центрирования соединяемых деталей. На схеме расположения полей допусков соединения с переходной посадкой поля допусков отверстия и вала полностью или частично перекрываются. При назначении переходных посадок следует по возможности использовать посадки, предусмотренные в ГОСТ 25 347–82, и, прежде всего, предпочтительные.

При расчете вероятности натягов и зазоров обычно исходят из нормального закона распределения размеров деталей при изготовлении. Распределение натягов и зазоров в этом случае также будет подчиняться нормальному закону, а вероятности их получения определяются интегральной функцией Ф (z) [11, табл. 4, с. 23].

Расчет проводится следующим образом.

1 Для предварительно выбранной посадки определяются допуски отверстия и вала по формулам:

а также максимально возможный N_max, минимально возможный N_min, и средний N_c натяги по формулам:

N_max=es — EI,

N_min=ei — ES,

2 Определяется среднее квадратичное отклонение натяга (зазора) по формуле:

3 Определяется предел интегрирования, равный (при N_i=0):

4 Из таблицы 4 [11, с. 23] по найденному значению z определяется функция Ф (z).

5 Рассчитывается вероятность натягов (или процент натягов) и вероятность зазора (или процент зазоров):

— вероятность натяга P^/_N:

P^/_N=0,5+Ф (z), если z>0,

P^/_N=0,5 — Ф (Z), если z<0;

— процент натягов (процент соединений с натягом):

P_N=100· P^/_N;

— вероятность зазора P^/_S:

P^/_S=0,5 — Ф (Z), если z>0,

P^/_S=0,5+Ф (Z), если z<0;

— процент зазоров (процент соединений с зазором):

подшипник посадка соединение зубчатый

P_S=100· P^/_S.

Расчет переходной посадки с помощью ЭВМ.

Рисунок 3.4.1

Окончательно выбираем посадку Ш22 Н7/k6, которая обеспечивает достаточное центрирование и удобство сборки и разборки соединения, и посадку Ш15 Н7/n6 которая обеспечивает максимальную прочность соединения.

4.

4. Посадки шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений

4.1 Шпоночные соединения С учетом конструктивно-технических особенностей и служебного назначения сборочной единицы определяем вид шпоночного соединения 6/28/3 и соответствующую ему посадку:

а) при затрудненных условиях сборки; нереверсивных равномерных нагрузках; для обеспечения подвижности соединения, при легких режимах работы — свободное соединение (посадки: в шпоночном соединении втулки D10/h9, в шпоночном соединении вала — Н9/h9);

б) для обеспечения неподвижности соединения в узлах, не требующих частых разборов в эксплуатации — нормальное соединение (соответственно посадки: Js9/h9 и N9/h9);

в) в узлах, редко подвергающихся разборкам в эксплуатации, с реверсивной нагрузкой — плотное соединение (соответственно посадки: Р9/h9 и Р9/h9).

Для 6/28/3 выбираем нормальное шпоночное соединение, которое должно обеспечить неподвижность соединения, а также его можно использовать так как это соединение шестерни с валом находится за, то есть удобное условие сборки-разборки. Принимаем посадку шпонки на валу N9/h9, на втулку — Js9/h9.

Определим номинальные размеры шпоночного соединения по ГОСТ 23 360– — 78 в зависимости от диаметра вала.

Таблица 4.1

Схема расположения полей допусков соединения 6/28/3:

Рисунок 4.1

4.2 Шлицевое соединение Исходя из конструктивно-технологических особенностей, назначаем центрирование шлицевого соединения по внутреннему диаметру d, т.к. втулка имеет высокую твердость 48…55 НRC_Э и её нельзя обработать протяжкой. В этом случае втулка окончательно обрабатывается на внутришлифовальном, а вал — на шлицешлифовальном станках. Это центрирование весьма точное.

Размеры прямобочных шлицевых соединений по ГОСТ 1139–80.

Число зубьев 6, внутренний диаметр 13 мм, наружный диаметр 16 мм, ширина шлица 3,5 мм, средняя серия, d₁=12 мм.

Из табл. ГОСТ 1139–80 назначаем посадку шлицевого соединения — посадка с натягом.

Шлицевое соединение: d — 613 163,5;

Шлицевый вал: d — 613n616a113,5h9;

Шлицевая втулка: d — 613H716H123,5D9;

Схема расположения полей допусков соединения 18/3:

Рисунок 4.2

4.3 Резьбовые соединения В резьбовых соединениях назначаем вид резьбы, шаг резьбы, характер соединения по боковым сторонам профиля и степень точности резьбы.

Наиболее распространена резьба с крупным шагом, так как имеет по сравнению с мелко шаговой резьбой более высокий КПД.

Резьбу с мелким шагом применяют главным образом для соединений деталей, воспринимающих переменные нагрузки, толчки, сотрясения и вибрации, для резьбовых соединений при малой длине ввинчивания, для тонкостенных деталей, в регулировочных и подобных им устройствах. Эта резьба более надежна при самоотвинчивании.

Для всех резьбовых соединений, данного двух ступенчатого цилиндрического редуктора выбираем метрическую резьбу, шаг резьбы крупный, средний класс точности, который подходит для всех резьбовых соединений общего назначения.

Наружный диаметр и шаг метрической резьбы с крупным шагом выбираем по ГОСТ 8724–81. По ГОСТ 16 093–81, учитывая номинальный диаметр резьбы и шаг резьбы, определяем обозначение длины свинчиваемости, которые могут быть: S (малые), N (нормальные), L (большие).

Поскольку в стандартах не содержатся рекомендации по выбору полей допусков резьбовых соединений, с учетом конструктивно-технологических особенностей назначаем класс точности резьбы (точный, средний или грубый), в соответствии с которым устанавливаем поля допусков внутренней и наружной резьбы: для метрической резьбы с зазором — по ГОСТ 16 093–81.

При этом точный класс резьбы назначают для соединений, где не допускаются значительные колебания зазора в посадке, в ответственных статически нагруженных резьбовых деталях; средний класс резьбы — для резьбовых соединений общего назначения; грубый класс резьбы — в длинных глухих отверстиях, для грубых, малоответственных резьбовых деталей.

В данной курсовой работе назначаем средний класс точности и поля допусков наружной и внутренней резьбы с зазором. Поля допусков назначаем по среднему диаметру резьбы болта и гайки, по наружному диаметру болта и по внутреннему диаметру гайки. Поле допуска на внутренний диаметр болта и на наружный диаметр гайки не назначаются, а точность обеспечивается автоматически резьбонарезным инструментом.

Таблица 4.3.1

Таблица 4.3.2 — Посадки резьбовых соединений

5. Выбор и обоснование метода достижения точности сборки узла В соответствии с ГОСТ 14 203–83 в процессе обработки на технологичность изделий при проектировании узлов и технологических процессов их изготовления на основе расчетов размерных цепей обосновывается вид сборки узлов и соединений по методу достижения требуемой точности. В результате таких расчетов устанавливают большинство номинальных значений, допусков и отклонений поверхностей деталей, т. е. линейных и угловых размеров, допустимых отклонений формы и расположения поверхностей.

В зависимости от метода достижения точности сборки, т. е. метода обеспечения точности замыкающего звена, различают 5 видов сборки:

— с полной взаимозаменяемостью,

— с неполной взаимозаменяемостью,

— с групповой взаимозаменяемостью,

— с пригонкой,

— с регулированием.

Полная взаимозаменяемость — взаимозаменяемость, при которой требуемые качественные показатели изделия обеспечиваются без использования на сборке дополнительной обработки, пригонки, доводки, выбора или подбора деталей соединения изделий.

В случае же если для достижения указанных показателей приходится выполнять одну из указанных операций, то говорят о неполной взаимозаменяемости.

Разумеется принцип полной взаимозаменяемости наиболее удобен при сборке изделий поскольку здесь сборка сводится к простому соединению детали и фиксации относительного положения, а в эксплуатации — простой замене одной детали другой, однако этот принцип не всегда можно выдержать, т.к. часто для этого необходимо детали изготавливать с очень высокой точностью, что экономически невыгодно или вообще не возможно.

Полная взаимозаменяемость, как правило, используется в условиях серийного и массового производства изделия, неполную взаимозаменяемость приходится использовать в условиях единичного и мелкосерийного производства, особенно при производстве изделий в крупном машиностроении. Таким образом, выбираем метод достижения точности сборки узлов — неполная взаимозаменяемость.

Размерная цепь для параметра «а»

А₈

А₉ А А₁ А₂ А₃ А₄ А₅ А₆ А₇

Рисунок 5.1 Схема размерной цепи.

Исходные данные:

А = 0 мм;

А₁ = А₆ = 12 мм — ширина подшипников качения;

А₂ = 9 мм — ширина кольца;

А₃ = 25 мм — длина ступицы зубчатого колеса;

А₄ = 32 мм — размер вала;

А₅ = 4 мм — ширина кольца;

А₇ = 5 мм — высота подшипниковой крышки;

А₈ = 105 мм — общая длина размерной цепи;

А₉ = 6 мм — высота подшипниковой крышки.

1. Метод максимума-минимума Решение размерной цепи для обеспечения сборки по методу полной взаимозаменяемости.

Проверяем соответствие номинальных размеров:

A =

0 =(-1)*12+(-1)*9+(-1)*25+(-1)*32+(-1)*4+(-1)*12+(-1)*5+1*105+(-1)*6;

0=0.

Для определения требуемого квалитета составляющих звеньев находим среднее число единиц допуска:

= ,

где = 590 мкм; = 0-(-120)=120 мкм.

Значения единиц допусков для размеров занесены в таблицу 3.

Это значение наиболее близко к величине а=40, что соответствует 9 квалитету. Назначаем допуски составляющих звеньев по 9 квалитету и определяем расчетную величину замыкающего звена:

ТАрасч = 120+36+52+62+30+120+30+87+30 = 567 мкм ТА_расч

Для определения предельных отклонений соответствующих звеньев задаемся расположением их полей допусков — А₁, А₂, А₃, А₄, А₅, А₆, A₈ — поле допуска как для основного вала.

305=(-1)(-60)+(-1)(-18)+(-1)(-26)+(-1)(-31)+(-1)(-15)+(-1)(-60)+(-1)(0)+1(-43.5)+(-1)(0);

Равенство не выполняется, изменим среднее отклонение звена А₈ — (мкм), найдем предельные отклонения звена 8:

Таблица 5.1.

2 Вероятностный метод

1. Номинальные размеры составляющих звеньев, как и в случае решения по методу максимума-минимума, А = 0 мм;

А₁ = А₆ = 12 мм — ширина подшипников качения;

А₂ = 9 мм — ширина кольца;

А₃ = 25 мм — длина ступицы зубчатого колеса;

А₄ = 32 мм — размер вала;

А₅ = 4 мм — ширина кольца;

А₇ = 5 мм — высота подшипниковой крышки;

А₈ = 105 мм — общая длина размерной цепи;

А₉ = 6 мм — высота подшипниковой крышки.

Принимаем, что рассеяние погрешностей составляющих звеньев подчиняется закону Гаусса, а риск выхода значений замыкающего звена за установленные пределы составляет не более 0,5%, тогда относительное среднее квадратичное отклонение _j=1/3, коэффициент t_Д=2,81.

Для определения нужного квалитета составляющих звеньев находим среднее число единиц допуска (при способе одинаковой степени точности).

где ТА — допуск замыкающего звена, ТА_jподш — допуски подшипников.

Принимаем 12 квалитет для составляющих звеньев, для которого a=160. Тогда расчетные значения замыкающего звена для выполнения условия Следовательно, принимаем допуски по 12 квалитету.

Вывод: в данном случае метод полной взаимозаменяемости оказался экономически целесообразным, поэтому принимаем допуски по 9 квалитету.

5.1 Выбор конструкции и расчет размеров предельных калибров для контроля деталей Для отверстия 40 с полем допуска H7(^+0,025) выберем и построим схемы расположения полей допусков калибров пробок, скоб, выберем допуски и предельные отклонения по ГОСТ 24 953–81 и укажем их на схемах.

Определяем наибольший и наименьшие размеры отверстия.

D_max = 40,025 мм; D_min = 40,000 мм;

ТD = 0,025 мм;

Для отверстия 40H7 выбираем схему расположения полей допусков калибров-пробок [6, стр. 7, рис.2]. Определяем допуски и отклонения [6, табл.4, стр. 12 ]

Z = 3,5 мкм; Y = 3 мкм; = 0 мкм; Н = 4 мкм и наносим их на схему полей допусков.

Рассчитываем предельные размеры калибров-пробок:

Назначаем исполнительные размеры калибров-пробок:

Выбираем конструкцию калибров-пробок по ГОСТ 14 810–69, для контроля отверстия 40Н7 выбираем пробку гладкую двухстороннюю со вставками.

Схема полей допусков:

Рисунок 6.1

Для вала 40d11 выберем и построим схемы расположения полей допусков калибров скоб, выберем допуски и предельные отклонения по ГОСТ 24 953–81 и укажем их на схемах.

По ГОСТ 25 346–82 и ГОСТ 25 348–82 выберем предельные отклонения для посадки

40d11()

Определяем наибольший и наименьший предельные размеры вала.

d_max = 39,920 мм; d_min = 39,760 мм;

Тd = 0,160 мм;

В таблице 4 для квалитета 11 и интервалов размеров свыше 30 до 50 находим данные для определения размеров необходимых калибров и контркалибров :

Z₁=0.022 мм, Y₁=0, H₁=0.007мм, H_p=0.0025.

Определение размеров калибров и контркалибров производим по формуле из таблиц 1, 2 и 3[8].

Рассчитываем предельные размеры калибров-скоб и контркалибров.

Калибры-скобы Контркалибры Находим исполнительные размеры калибров-скоб и контркалибров.

Калибры-скобы Контркалибры По ГОСТ 18 364–73 для контроля вала Ш40d11 выбираем скобу листовую.

Схема полей допусков:

Рисунок 6.2

5.2 Выбор и обоснование средств измерения зубчатых колес.

Стандартами на зубчатые передачи предусмотрено несколько равноправных вариантов показателей точности колес, выбор которых зависит от требуемой точности, габаритов, особенностей производства и других факторов. При этом предпочтение отдают комплексным показателям.

С учетом конструктивно-технических особенностей зубчатых передач и служебного назначения сборочной единицы назначим табличным способом степени точности по кинематической точности, плавности работы и контакту зубьев.

Исходные данные: (поз. 5) m=2.5; V=5 м/с; материал — сталь 45; твердость 192…240 HB.

1. Определяем геометрические параметры зубчатых колес.

Находим число зубьев на колесе. Принимаем передаточное число U₁₋₂=2.2 и определим число зубьев (из ГОСТ 2185–76 и ГОСТ 12 289–76)

z₂=64

Принимаем z₁=20; z₂=44.

Определим диаметры выступов для колес:

Определим степень точности по кинематической точности, плавности работы и контакту зубьев. По заданной окружной скорости V=5м/с назначаем 8 по норме плавности, по степени кинематической точности — 9, по контакту зубьев — 7.

Вид сопряжения определяем по значению бокового зазора, который рассчитываем по формуле:

;

где v — величина бокового зазора в микрометрах, необходимая для размещения слоя смазки V=10m, (для тихоходной передач); - коэффициент линейного расширения стали 45,

Коэффициент линейного расширения чугуна

Отклонения температур колеса и корпуса от +20^оС.

— угол профиля исходного контура колес передач.

С учетом межосевого расстояния и значения назначаем вид сопряжения С, для которого при заданном межосевом расстоянии гарантированный зазор равняется 74 мкм Обозначаем зубчатые колеса 9−8-7-С ГОСТ 1643– — 81.

Назначаем комплекс контролируемых параметров колеса и методы их контроля:

По норме кинематической точности:

— Допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за оборот колеса F_i^//=90 мкм.

По норме плавности работы :

— Допуск на колебание измерительного межосевого расстояния на одном зубе f_i^//=28 мкм.

По норме контакта зубьев:

— суммарное пятно контакта зубьев По высоте зубьев не менее: 45%

По длине зубьев не менее: 60%

По норме бокового зазора :

Предельные отклонения измерительного межосевого расстояния.

Верхнее + E_a^// _s для зубчатых колес с внешними зубьями равно +f_i^//,

f_i^//=+28 мкм.

НижнееE_a^//_i для зубчатых колес с внешними зубьями равно T_H=-180 мкм.

Таблица 6.2.1

Определим данные для контроля разноименных профилей зубьев, постоянную хорду зуба и высоту до постоянной хорды [8,т.8]

; ,

Где наименьшее отклонение толщины зуба — (E_cs)=-0.08 мм [8, Б14]

Наибольшее отклонение толщины зуба -(E_cs +T_c)=-(0.08+0.14)= - 0.22 мм Допуск на толщину зуба T_c=0,140 [8,Б.15]

5.3 Выбор и обоснование универсальных средств для контроля точности и шероховатости вала Измерительные средства, необходимые для контроля линейных размеров и шероховатостей поверхностей, руководствуясь указаниями справочника. При этом учитываем, что погрешность измерения не должна превышать допустимую погрешность измерения, зависящую от допуска на изготовление детали (ГОСТ 8051 — 81).

Измерительные средства, выбранные для контроля заданной детали 4 — вал вносим в таблицу 6.3.1

Таблица 6.3.1 — Универсальные средства контроля точности и шероховатости вала

Методика и схема контроля отклонения от соосности Измерение отклонения от соосности шеек вала относительно общей оси выполняют в крайних сечениях детали 1 с помощью двух измерительных головок 2. При измерении обе контролируемые поверхности базируются на двух ножевых призматических опорах 3, установленных на поверочной плите 4 (рис. 6.3). Величина отклонения от соосности будет равна половине разности отсчета по шкале индикатора при полном обороте вала вокруг оси.

Рисунок 6.3 — Измерение отклонения от соосности

6. Обоснование допусков формы, расположения и шероховатости поверхностей зубчатого колеса и вала Зубчатое колесо Установим требования к точности заготовки для зубчатого колеса 5. Они зависят от принятого технологического процесса обработки и методов измерения колеса.

Основные технологические базы колеса:

1) отверстие зубчатого колеса, которое используется для монтажа колеса на вал в зависимости от посадки колеса на на вал — ?22H8

2) наружный цилиндр зубчатого колеса, который используется для выверки заготовки на зуборезном станке и контроля размеров зуба.

Биение наружного цилиндра зубьев рассчитаем по формуле:

F_da=0,25· T_H=0,25·180=45 мкм

Принимаем F_da=0,040 мм.

где Т_н — допуск на смещение исходного контура, Т_н=180 мкм [8, табл.Б.9, с.84].

Торцовое биение зубчатого колеса в зависимости от точности и норм контакта зубьев:

F_т=24· (d/100)=24·(110/100)=26,4 мкм. Принимаем F_T=0,025 мм.

Допуски круглости и профиля продольного сечения для посадочного отверстия ?22H8 принимаем по [5, табл. 39, с. 81] для 7-й степени точности формы цилиндрической поверхности:

T_П=0,01 мм;

T₌=0,01 мм.

Шероховатость выбираем по [5, табл. 7, с. 35]:

— для наружного диаметра зубьев принята шероховатость R_a=3,2 мкм;

— для делительного диаметра R_a=0,8 мкм;

— по впадинам зубьев R_a=0,8 мкм;

— для посадочного отверстия ?22H8 R_a=1,6 мкм;

— для базового торца R_a=3,2 мкм;

— для нерабочих поверхностей принята шероховатость R_a=12,5 мкм.

Вал Кольца подшипников качения очень податливы. Они облегают посадочные поверхности вала и приобретают форму этих поверхностей. Чтобы минимально искажать дорожку качения внутренних колец, задаем допуски круглости и профиля продольного сечения равные 0,003 мм [5, табл. 26, с. 64], а также допуск непостоянства диаметра в продольном и поперечном сечениях равный 0,006 мм.

Чтобы ограничить перекос колец подшипников задаем допуск соосности посадочных поверхностей для подшипников относительно общей оси равный 0,005 мм [5, табл. 28, с. 65]. Перекос подшипников может быть также вызван отклонением от перпендикулярности базовых торцов вала относительно общей оси посадочных поверхностей вала.

Однако измерить отклонение от перпендикулярности очень сложно, потому назначено торцовое биение опорных торцовых поверхностей заплечиков вала равное 0,018 мм [5, табл. 27, с. 65].

Для обеспечения норм кинематической точности и норм контакта зубчатой передачи задаем допуск соосности посадочной поверхности вала для зубчатого колеса относительно общей оси посадочных поверхностей для подшипников равный 0,006 мм [5, табл. 25, с. 64].

Чтобы ограничить концентрацию давления при посадке с натягом на посадочную поверхность вала задаем допуски круглости и профиля продольного сечения равные 0,01 мм при 7-й степени точности формы цилиндрической поверхности [5, табл. 39, с. 81].

Чтобы обеспечить выполнение норм контакта в зубчатой передаче необходимо назначить торцовое биение базового торца вала под зубчатое колесо. Однако отношение длины посадочного отверстия l к его диаметру d более 0,8:

l=22 мм; d=20 мм; 22/20=1,1

Поэтому торцовое биение не назначено [5, с. 63].

Шероховатость сопрягаемых с подшипниками качения поверхностей выбрана по ГОСТ 3325–85 и равна R_a=1,25 мкм [2, табл. П. 5, с. 25].

Шероховатость опорных торцов заплечиков вала выбрана по ГОСТ 3325–85 и равна R_a=1,25 мкм [2, табл. П. 5, с. 25].

Шероховатость поверхности вала под зубчатое колесо выбрана из рекомендаций по [5, табл. 7, с. 34] и равна R_a=0,8 мкм.

Для нерабочих поверхностей принята шероховатость R_a=12,5 мкм

[5, табл. 7, с. 36].

Заключение

В курсовой работе произведен анализ конструкции и служебного назначения цилиндрического двухступенчатого редуктора. Составлены и обоснованы технологические требования, предъявляемые к точности изготовления основных деталей и соединений данного редуктора. Назначены и обоснованы посадки гладких цилиндрических соединений, а также резьбовых, шпоночных и шлицевого соединений.

На основе расчетов размерной цепи обоснован вид сборки узла по методу достижения требуемой точности.

Определены исполнительные размеры предельных калибров для контроля соединения Ш40Н7/d11, назначены измерительные средства для контроля.

Выбраны и обоснованы средства измерения зубчатого колеса.

Разработан сборочный чертеж узла, рабочие чертежи вала, зубчатого колеса.

1. Допуски и посадки: Справочник. В 2 ч. / В. Д. Мягков, М. А. Палей, А. Б. Романов, В. А. Брагинский. — С: Машиностроение, 1982. — Ч. 2. — 448 с.

2. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. Выбор и обозначение посадок подшипников качения и технических требований к сопрягаемым поверхностям / Сост. А. П. Мартынов. — Краматорск: КИИ, 1990. — 1990. -31 с.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Допуски и посадки. Обоснование выбора.: Учеб. Пособие. — М.: Высш. шк., 1984. — 112 с.

4. Методические указания к выполнению раздела курсовой работы «Расчет посадок с натягом с использованием ЭВМ» по дисциплине «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» / Сост. В. М. Кислов, Л. П. Субботина. — Краматорск: КИИ, 1988. — 24 с.

5. Разработка чертежей деталей и сборочных единиц при курсовом и дипломном проектировании: учеб. пособие для студентов технич. специальностей/ Сост.:

Л.П. Субботина, С. Г. Карнаух, Л. Н. Новицкая, А. В. Чумаченко. — Изд. Второе, стер. — Краматорск: ДГМА, 2008. — 148 с.

6. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. Расчеты размерных цепей для обеспечения точности изготовления и сборки по методам полной и неполной взаимозаменяемости / Сост. А. П. Мартынов. — 2-е изд., стереотип. — Краматорск: ДГМА, 2005. — 40 с.

7. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. Предельные калибры для контроля поверхностей деталей. Расчеты, проектирование и эксплуатация/ Сост.: А. П. Мартынов, Л. Н. Абрамова. — Краматорск: ДГМА, 2000. — 36 с.

8. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. Выбор точности, средств контроля и оформление чертежей цилиндрических зубчатых колес и валов-шестерен/ Сост.: А. П. Мартынов, Л. Н. Абрамова. — Краматорск: ДГМА, 2003. — 100с.

9. Выбор универсальных измерительных средств: методические указания к курсовому и дипломному проектированию и лабораторным работам/ Сост.:

А.П. Мартынов, Е. С. Давыденко. — Краматорск: ДГМА, 2008. — 72 с.

10. Методические указания к выполнению лабораторных работ по дисциплине «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения». Ч. 1,2/ Сост.: А. П. Мартынов, В. М. Кислов, Л. Н. Абрамова. — Издание 2-е, с изменениями. — Краматорск: ДГМА, 2008. — 48 с.

11.Методические указания к курсовому проектированию. Области применения неподвижных соединений и выбор переходных посадок с использованием персонального компьютера / Сост. Мартынов А. П. — Краматорск: ДГМА, 2003. — 28 с.