Проектирование механизма переключения зубчатых колес

СОДЕРЖАНИЕ

• ВВЕДЕНИЕ
• 1. Исходные данные к проектированию
• 1.1Чертеж механизма
• 1.2Принцип работы механизма
• 1.3Расчетные параметры
• 2. Соединения вала и отверстий
• 2.1Обоснование выбора систем и определение предельных размеров сопрягаемых деталей
• 2.2Выбор средства измерения размеров деталей сопряжения
• 3. Контроль размеров предельными калибрами
• 3.1Предельные и исполнительные размеры рабочих калибров
• 4. Допуски и посадки подшипников качения
• 4.1Расшифровка обозначения заданного подшипника
• 4.2Выбор посадок подшипников качения на валы и в корпусах
• 5. Взаимозаменяемость соединений сложного профиля
• 5.1Взаимозаменяемость резьбовых соединений
• 5.2Допуски, предельные отклонения и размеры резьбы М16-8h
• 6. Взаимозаменяемость шпоночных соединений
• 6.1Номинальные размеры элементов шпоночного соединения
• 6.2Допуски и посадки шпоночного соединения
• 7. Взаимозаменяемость шлицевых соединений
• 7.1Допуски и посадки шлицевого соединения
• СПИСОК ИПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
• подшипник шпоночный деталь вал

ВВЕДЕНИЕ

Основной задачей конструктора является создание новых и модернизация существующих изделий, подготовка чертёжной документации, способствующей обеспечению необходимой технологичности и высокого качества изделия. Качественные показатели современных изделий (точность, долговечность, надёжность и др.) в значительной мере зависят от правильности выбора допусков формы и расположения.

Рекомендации по выбору допусков и посадок деталей машин, имеющиеся как в учебной, так и в научно-технической литературе, часто даны без достаточных объяснений условий эксплуатации деталей и их сопряжений. Они базируются, в основном, на опыте изготовителя и эксплуатации изделий машиностроения. Известно, что эти рекомендации ориентировочны, для разных отраслей машиностроения различны и поэтому часто противоречивы. Изделия машиностроения не простая совокупность деталей. В собранном изделии детали находятся во время взаимосвязи и взаимозависимости. Отклонение размеров, формы и расположения осей или поверхностей одной какой-либо из детали вызывают отклонение формы или отклонения в расположение других деталей сборочной единицы. Эти отклонения, суммируясь, оказывают определённые воздействия на качественные характеристики изделия. По этой причине при выборе посадок, допусков размеров деталей, а также допусков формы и расположения следует учитывать многие параметры. Например: назначение детали в сборочной единице, роль отдельных её поверхностей (цилиндрических, конических, торцовых), влияние отклонений размеров, формы расположения осей или поверхностей детали на смежные с ней детали, влияние суммы отклонений точностных параметров всех деталей на качественные показатели изделия (точность и плавность вращения, бесшумность, долговечность).

1. Исходные данные к проектированию

1.1 Чертеж механизма

Рисунок 1 — Механизм переключения зубчатых колес

1.2 Принцип работы механизма

На чертеже показан приводной вал, который передает вращении от электродвигателя к рабочим органам и состоит из двух валов (1) и (2) , соединенных зубчатой муфтой.

Вращение передается со звездочки (3), закрепленной на валу(2) шпонкой, на левую полумуфту (5) соединенную с валом (2) шпонкой. Правая полумуфта (7) закреплена на валу (1) шпонкой. В рабочем положении обойма (6) соединяет обе полумуфты и валы (1) и (2) вращаются совместно.

Звездочки (8) и (9) передают вращение к рабочим органам машины. Звездочка (8) сидит на правой полумуфте (7) на шпонке, а звездочка (9) — на валу (1), тоже на шпонке.

Чтобы отключить рабочие органы машины, нужно повернуть ручку (10). При этом обойма (6) передвинется влево. Полумуфта (7) выйдет из зацепления и отключит вал (1)

Вал (2) установлен в шарикоподшипниках (11), смонтированных в корпусе машины. Для соосности валов в полумуфте (7) установлен шарикоподшипник (13).

Подшипники имеют перегрузку до 150%, толчки и вибрации — умеренные, режим работы — нормальный.

1.3 Расчетные параметры

Для выполнения курсовой работы используются расчетные параметры, приведенные в [1, стр. 82 — 86], изложенные в таблице 2.1.

Таблица 1.1

2. Соединения вала и отверстий

Для гладких цилиндрических соединений, условные обозначения которых показаны на чертеже, а номинальные размеры приведены в таблице, назначить посадки, дать краткое обоснование их выбора, построить схемы полей допусков, определить предельные размеры сопрягаемых деталей, зазоры или натяги и допуск посадки.

Выбрать средства измерения размеров деталей сопряжения, указать их точность.

2.1 Обоснование выбора систем и определение предельных размеров сопрягаемых деталей

Системой допусков и посадок называют совокупность рядов допусков и посадок, закономерно построенных на основе опыта, теоретических и экспериментальных исследований и оформленных в виде стандартов. Система предназначена для выбора минимально необходимых, но достаточных для практики вариантов допусков и посадок типовых соединений деталей машин.

Выбор системы отверстия и вала для той или иной посадки определяется конструктивными, технологическими и экономическими соображениями.

Соединение D1.

Из рекомендации [2, стр. 73] принимаю посадку с зазором 45, так как в соответствии с заданием такая посадка широко применяется для неподвижно закрепляемых деталей при невысоких требованиях к точности механизмов, небольших нагрузках и необходимости обеспечить лёгкую сборку. Она подходит для шкивов, муфт, зубчатых колёс и других деталей, соединяющиеся при помощи шпонок; корпуса подшипников качения и т.п. В подвижных соединениях — при медленных или редких вращательных и поступательных перемещениях (ползуны на шпонках включающих механизмов, соединительные муфты, поршни и поршневые золотники). Данная посадка предпочтительная по СТ СЭВ 144-75.

Посадка в системе отверстия для вала 45 с полем допуска h8: dн=Dн=45мм.

Верхнее отклонение для отверстия 45 с полем допуска H8 составляет ES=39мкм. Нижнее — EI=0.

Верхнее отклонение для вала того же диаметра равно es=0. Нижнее — ei=-39мкм. Рассчитаем остальные параметры: Dmax=45+0,039=45,039мм, Dmin=45+0=45мм, dmax= 45+0=45мм, dmin= 45+ (-0,039) =44,961мм, допуск размера отверстия TD= 39-0= =39мкм, допуск размера вала Td= 0-(-39)=39мкм, наибольший зазор посадки Smax= 39-(-39)= =78мкм, наименьший зазор посадки Smin=0-0=0, средний зазор мкм, допуск зазора Ts= 46-0=39мкм. Проверка: Ts= 39+39=78мкм. Следовательно, посадка H8/h8 выбрана правильно, и вполне приемлема для данного соединения. Схема расположения полей допусков посадки 45H8/h8 показана на рисунке 3.1.

Рисунок 2.1 — Схема расположения полей допусков посадки 45H8/h8

Соединение D2.

Из рекомендации [4, стр. 197] принимаю посадку с зазором 170, так как Для подшипникового стакана предпочтительнее посадка с зазором поэтому принимаю посадку H7/h6, так как применяется при высоких требованиях к центрированию часто разбираемых или регулируемых соединений (сменные зубчатые колеса под подшипники качения, зубчатые колеса на валах станков, центрирующие корпуса под подшипники качения, поршневой шток в направляющих втулках) (2, стр. 283). Данная посадка предпочтительная по СТ СЭВ 144-75.

Посадка в системе отверстия для вала 170 с полем допуска h6: dн=Dн=170мм.

Верхнее отклонение для отверстия 170 с полем допуска H7 составляет ES=40мкм. Нижнее — EI=0.

Верхнее отклонение для вала того же диаметра равно es=0. Нижнее — ei=-25мкм.

Рассчитаем остальные параметры: Dmax= 170+0,40=170,40мм, Dmin= 170+0=170мм, dmax= 170+0=170мм, dmin= 170+ (-0,25) =169,975мм, допуск размера отверстия TD=40-0= =40мкм, допуск размера вала Td= 0-(-25) =25мкм, наибольший зазор посадки Smax= 40 -(-25) =65мкм, наименьший зазор посадки Smin= 0-0=0, средний зазор мкм, допуск зазора Ts= 40-0=40мкм. Проверка: Ts= 40+25=65мкм.

Следовательно, посадка H7/h6 выбрана правильно, и вполне приемлема для данного соединения.

Схема расположения полей допусков посадки 170H7/h6 показана на рисунке 2.2.

Рисунок 2.2 — Схема расположения полей допусков посадки 170H7/h6

Соединение D3.

Из рекомендации [3, стр. 288] принимаю переходную посадку 50

Для данного соединения принимаю посадку H11/p1(пониженной точности) которую принимают для неточных соединений, центрирования фланцев и крышек, соединения арматуры , для крышек насосов, для крышек сальников в корпусах, для звездочек тяговых цепей и цепных передач на валах, для независимых сопряжений распорных втулок с валами и другие.(3, стр. 73). Даня посадка предпочтительная по СТ СЭВ 144-75.

Посадка в системе отверстия для вала 50 с полем допуска p1 dн=Dн=50мм.

Верхнее отклонение для отверстия 50 с полем допуска H11 составляет ES=16мкм. Нижнее — EI=0.

Верхнее отклонение для вала того же диаметра равно es=0. Нижнее — ei=-16мкм.

Рассчитаем остальные параметры: Dmax=50+0,016=50,016мм, Dmin=50+0=50 мм, dmax= 50+0=50мм, dmin =50+(-0,016)=49,084мм, допуск размера отверстия TD=16-0=16мкм, допуск размера вала Td= 0-(-16)=16мкм, наибольший зазор посадки Smax= =32мкм, наименьший зазор посадки Smin= 0-0=0мкм, средний зазор мкм, допуск зазора Ts= 32- 0 =32мкм. Проверка: Ts= 16+16=32мкм.

Следовательно, посадка H11/p1 выбрана правильно, и вполне приемлема для данного соединения.

Схема расположения полей допусков посадки 50H11/p1 показана на рисунке 2.3

Рисунок 2.3 — Схема расположения полей допусков посадки 50H11/p1

2.2 Выбор средства измерения размеров деталей сопряжения

Выбор измерительного средства для отверстия

В указаниях к работе рекомендовано выбрать средства измерения размеров деталей сопряжения D1, т.е. для деталей посадки 45

Для отверстия 45H8 c допуском IT=39мкм=0,039мм. Затем по заданному диаметру отверстия и найденному допуску по таблице VII из РД 50-98-86 «Выбор универсальных средств измерений линейных размеров до 500мм». В графе, соответствующей 8 квалитету, для диапазона размеров св. 30 до 50 мм находим обозначение «9a». В таблице II под номером 9 указаны пневматические пробки с отсчетным прибором с ценой деления 1 мкм и 0.5 мкм с настройкой по установочным кольцам. Буквой «а» обозначены варианты условий измерения: настройка на размер должна производиться по концевым мерам длины 5 класса; температурные условия измерения характеризуются температурным режимом 20С.Диаметральный зазор между пробкой и отверстием 0.02-0.03 мм, шероховатости отверстий Ra 0.32 мкм, предельная погрешность измерения, 2.5 мкм, для диапазона размеров св. 18 до 50 мм.

Выбор измерительного средства для вала

Для вала 45 h8 с допуском IT=39мкм=0.039мм.

Затем по заданному диаметру вала и найденному допуску по таблице VI из РД 50-98-86 «Выбор универсальных средств измерений линейных размеров до 500мм». В графе, соответствующей 8 квалитету, для диапазона размеров св. 30 до 50 мм находим обозначение «6а». В таблице I под номером 6 указаны микрометры рычажные (МР и МРИ) с ценой деления 0,002 мм и 0,01мм. Буквой «а» обозначены варианты условий измерения: настройка на размер должна производиться по концевым мерам длины 3 класса, вид контакта с поверхностью может быть любым, температурные условия характеризуются температурным режимом 5⁰С при обеспечении надежной теплоизоляции от рук оператора. Предельная погрешность измерения, 7 мкм, для диапазона размеров св. 25 до 50 мм.

3. Контроль размеров предельными калибрами

Построить схему расположения полей допусков калибра-пробки и калибра скобы, предназначенных для контроля деталей сопряжений (D2). Рассчитать предельные и исполнительные размеры рабочих калибров. Вычертить рабочие чертежи калибров. Контролируются детали:

Вал: 170 H7 . Отверстие: 170 h6

3.1 Предельные и исполнительные размеры рабочих калибров

Калибр — пробка для отверстия размером 170 H7 . По СТ СЭВ 144 — 75 находим предельные отклонения изделия: +40, 0. Наибольший и наименьший предельные размеры отверстия: Dmax = 170,040 мм; Dmin = 170,000 мм. По таблице П27 для IT7 и интервала св. 120 до 180 мм находим данные для расчета размеров калибров: Z = 6 мкм; y = 4 мкм; H = 8 мкм. Схема расположения полей допусков приведена на рисунке.

Рисунок 3.1 — Схема расположения полей допусков калибров для контроля деталей соединения 170

Наибольший проходной размер новой калибр — пробки

(3.1)

мм

Размер калибра ПР, проставляемый на чертеже, мм (рисунок 3.2).

Исполнительные размеры: наибольший 170,010 мм; наименьший 170,002 мм.

Наименьший размер изношенной проходной калибр — пробки

(3.2)

мм.

Когда калибр ПР будет иметь указанный размер, его нужно изъять из эксплуатации.

Наибольший размер непроходной новой калибр — пробки

.(3.3)

=170,004-_0,008 мм

Размер калибра НЕ, проставляемый на чертеже, 170,044_-0,008 мм. Исполнительные размеры: наибольший 170,044 мм; наименьший 170,036мм.

Рисунок 3.2 — Двусторонний двухпредельный калибр — пробка

Калибр — скоба для вала размером 170 h8

По СТ СЭВ 144 — 75 находим предельные отклонения: 0; -220 мкм.

Предельные размеры вала: 170мм; 169,975мм.

По таблице П 27 [4, стр. 232] (по СТ СЭВ 157 — 75) находим данные для расчета размеров калибров: H₁ = 8мкм; у₁ = 4мкм; Z₁ = 6мкм; Hp = 5.5мкм. Схема расположения полей допусков приведена на рисунке 4.1. Наименьший размер проходной новой калибр — скобы

(3.4)

мм.

Размер калибра, проставляемого на чертеже,169,99^+0,08мм (рисунок 3.3.). Исполнительные размеры: наименьший 169,99мм; наибольший 169,998мм. Наибольший размер изношенной проходной калибр — скобы

(3.5)

мм.

Наименьший размер непроходной калибр — скобы

(3.6)

мм.

Размер калибра НЕ, проставляемый на чертеже: 169,971 ^+0,008мм.

Исполнительные размеры: наименьший 169,971 мм; наибольший 169,979 мм (рисунок 3.3). Размеры контрольных калибров:

(3.7)

мм.

Размер калибра К — ПР, проставляемый на чертеже, 169,999575 _-0,0035мм.

(3.8)

мм.

Размер калибра К — НЕ, проставляемый на чертеже, 169,97675 _-0,0035мм.

.(3.9)

мм.

Размер калибра К — И, проставляемы на чертеже, 170,00225 _-0,0035мм.

Рисунок 3.3 — Односторонняя двухпредельная скоба для контроля валов

4. Допуски и посадки подшипников качения

Для заданного подшипника качения, данные которого приведены в таблице 1, исходя из условий работы подшипникового узла, выбрать посадки внутреннего и наружного кольца на вал и в корпус.

Построить схемы расположения полей допусков колец подшипника с валом и корпусом. Определить предельные зазоры (натяги) в соединениях. Выполнить сборочный чертеж узла подшипника качения и деталировочные чертежи посадочных поверхностей вала и корпуса с указаниями размеров, полей допусков, шероховатости посадочных поверхностей и предельных отклонений формы вала и отверстия в корпусе.

4.1 Расшифровка обозначения заданного подшипника

Подшипник 6-306 ГОСТ 8338 — 75 по таблице 96 [5, стр.117] и таблице 2 [6, стр. 189] расшифровываем, что шарикоподшипник радиальный, однорядного типа 0000. Класс точности подшипника — 6, лёгкой серии диаметров 3, узкой серии ширин 0 с мм, мм, мм, r=3 , мкм, мкм.,. Для всех классов верхнее отклонение присоединительных диаметров принято равным нулю.

4.2 Выбор посадок подшипников качения на валы и в корпусах

Так как подшипник является готовым изделием с заводскими предельными отклонениями, то для образования посадки диаметры наружного и внутреннего колец приняты соответственно за диаметры основного вала и основного отверстия, а следовательно, посадки наружного кольца с корпусом осуществляют по системе вала, а посадки внутреннего кольца с валом — по системе отверстия.

Посадку подшипника качения на вал и в корпус выбирают в зависимости от типа и размера подшипника, условий его эксплуатации, величины и характера действующих на него нагрузок и вида нагружения колец. Различают три основных вида нагружения колец: местное, циркуляционное и колебательное (СТ СЭВ 773 — 77).

При местном нагружении кольцо воспринимает постоянную по направлению результирующую радиальную нагрузку F_r одним и тем же ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности вала или корпуса, что имеет место, например, когда кольцо не вращается относительно нагрузки.

При циркуляционном нагружении кольцо воспринимает результирующую радиальную нагрузку F_r последовательно всей окружностью дорожки качения и передает ее также последовательно всей посадочной поверхности и постоянно направленной нагрузке F_r.

Посадки нужно выбирать так, чтобы вращающееся кольцо подшипника было смонтировано с натягом, исключающим возможность обкатки и проскальзывания этого кольца по посадочной поверхности вала или отверстия в корпусе в процессе работы под нагрузкой; другое кольцо нужно монтировать с зазором.

Монтаж подшипника с натягом производят преимущественно по тому кольцу, которое испытывает циркуляционное нагружение. В данном случае это внутреннее кольцо подшипника. Наличие зазора между циркуляционно нагруженным кольцом и посадочной поверхностью детали может привести к развальцовыванию и истиранию металла сопряженной детали, что недопустимо. При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки выбирают по величине Р_R — интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности.

,(5.1)

где F_r — радиальная нагрузка на опору, кН; b — рабочая ширина посадочного места, м; (В — ширина подшипника; r — радиус скругления кромок отверстия внутреннего кольца); k₁ — динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150%, сильных ударов и вибраций k₁ = 1); k₂ — коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале k₂ = 1); k₃ = коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки Fr между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки F_a на опору (k₃ = 1).

кН/м.

По таблице 4.92 из [5, стр. 287] определяем, что заданным условиям для вала соответствует поле допуска по ЕСДП СЭВ.

Минимальный натяг, с которым должно быть смонтировано вращающееся кольцо подшипника.

,(5.2)

где F_r — радиальная нагрузка; N^/ — коэффициент (для подшипников лёгкой серии 2,3).

мм.

Во избежание разрыва колец подшипника наибольший натяг посадки не должен превышать допускаемого натяга

,(5.3)

где у — допускаемое напряжение при растяжении (для подшипниковой стали у ? 400 МПа).

мм.

По таблице 4 [2, стр. 290] определяем предельные отклонения вала при допуске : мкм; мкм, а также найдём и следующие величины: мм, мм, мм, мм

Из этой же таблицы определили допуск размера для отверстия мм, допуск размера для вала, мм, наибольший натяг мм, наибольший зазор, мм, и допуск посадки мм.

Из всего этого можно сделать вывод, что ; . А так как оба условия выполнены, то, следовательно, посадка выбрана правильно.

Схема расположения поля допуска кольца показана на рисунке 4.1.

С зазором монтируют то кольцо, которое испытывает местное нагружение; при такой посадке устраняется заклинивание шариков, а кольцо, смонтированное с зазором, под действием толчков и вибраций постепенно поворачивается по посадочной поверхности, благодаря чему износ беговой дорожки происходит равномерно по всей окружности кольца. Срок службы подшипников при такой посадке колец с местным нагружением повышается. В данном случае местно нагруженным кольцом является наружное. Используя таблицу 8.6 [8, стр. 189], определяем посадку Н7 в корпус для местно нагруженного кольца с посадочным диаметром до 110 мм при перегрузке до 150%.

По таблице 8 [2, стр. 302] для поля допуска Н7 при номинальном размере до 120мм предельные отклонения будут следующими: мкм, мкм. Кроме отклонений также вы считаем и другие параметры: мм; мм; мм; мм; допуск размера для отверстия мм; допуск размера для вала мм; наибольший зазор мм; наименьший зазор мм; средний зазор мм; допуск посадки мм.

Теперь проведём проверку: мм.

Схема расположения полей допусков показана на рисунке 4.1

Рисунок .4.1 — Схемы расположения полей допусков колец подшипников качения, вала и отверстия

Рисунок 4.2 — Сборочный чертеж подшипникового узла с указанием выбранных посадок (а) и чертежи посадочных поверхностей (б): 2 — крышка; 3 — подшипник качения

5. Взаимозаменяемость соединений сложного профиля

5.1 Взаимозаменяемость резьбовых соединений

Определить предельные размеры диаметров заданной резьбы и построить схему расположений полей допусков относительно номинального профиля резьбы.

По ГОСТ 9150 — 59 из таблицы 85 [2, стр. 428] определяем основные размеры для метрической резьбы М 6-6g: М—резьба метрическая, 20 — номинальный диаметр d=20мм, 6g — поле допуска наружной резьбы болта.

Рисунок 5.1 — Профиль и основные параметры метрической резьбы

P=1,0мм — шаг резьбы

d=20мм — наружный диаметр резьбы

d₁=D₁=18,918 — внутренний диаметр болта

d₂=D₂=19,350 — средний диаметр болта

Н₁ = 0,541 мм.- высота профиля

В соответствии с требованиями, предъявляемыми к точности резьбового соединения, поля допусков болтов и гаек установлены в трех классах точности: точном, среднем и грубом.

В рекомендации ИСО Р965 имеются следующие указания о выборе классов точности:

— класс » точный» — для прецизионных резьб, когда необходимо минимальное колебание характера посадки;

— класс «средний» — для общего применения;

— класс «грубый» — для случаев, когда могут возникнуть производственные затруднения, например, для резьбы на горячекатаных прутках или в длинных глухих отверстиях. Из таблицы 87 [1, стр. 433]: поле допуска резьб 6g (допускаются любые сочетания полей допусков резьбы болтов и гаек, установленных ГОСТом) относится к среднему классу точности. По таблице 89 [2, стр. 434] для поля допуска 6g при номинальном диаметре резьбы свыше 11,2 мм до 22,4 мм с шагом резьбы 1,0 мм определяем предельные отклонения резьбы болтов степени точности 6: верхнее отклонение соответственно для равно -26 мкм; нижнее отклонение для d =-206 мкм; нижнее отклонение для d₂ =-144 мкм.

Рисунок 5.2 — Расположение полей допусков метрической резьбы болта при посадке g6

5.2 Допуски, предельные отклонения и размеры резьбы М16-8h

При изготовлении резьбовых деталей неизбежны погрешности профиля резьбы и ее размеров, возможны неконцентичность диаметральных сечений и другие отклонения, которые могут нарушить свинчиваемость и ухудшить качество соединений. Для обеспечения свинчиваемости и качества соединений действительные контуры свинчиваемых деталей, определяемые действительными значениями диаметров, угла и шага резьбы, не должны выходить на предельные контуры на всей длине свинчивания. То есть свинчиваемость будет возможна, если выполнится условие: приведенный средний диаметр для наружной резьбы будет меньше максимального среднего диаметра резьбы ().

Приведенный средний диаметр резьбы — это значение среднего диаметра резьбы, увеличенное для наружной или уменьшенное для внутренней резьб на суммарную диаметральную компенсацию отклонений шага и угла наклона боковой стороны профиля.

Приведенный средний диаметр для наружной резьбы рассчитывается по формуле (5.1)

,(5.1)

где — средний измеренный диаметр, мм;

— диаметральная компенсация погрешностей шага резьбы, мкм;

— диаметральная компенсация отклонений угла наклона боковой стороны профиля, мкм.

Диаметральную компенсацию погрешностей шага для метрической резьбы определяют по формуле (6.2)

,(5.2)

где — отклонение шага резьбы, мкм.

Диаметральная компенсация отклонений угла наклона боковой стороны профиля:

,(5.3)

где Р — шаг резьбы, мм;

— отклонение половины угла профиля резьбы, мин.

Величину при симметричном профиле резьбы находят как среднее арифметическое из абсолютных величин отклонений обеих половин угла профиля:

(5.4)

Исходные данные: мм; мм; мин; мин.

Отклонение половины угла профиля по формуле (5.4):

мин.

Диаметральная компенсация отклонений угла наклона боковой стороны профиля по формуле (5.3)

мкм.

Диаметральную компенсацию погрешностей шага по формуле (5.2)

мкм.

Приведенный средний диаметр для наружной резьбы по формуле (5.1)

мм.

18,065<19,35

Так как выполнилось условие (5.1), значит свинчиваемость будет обеспечена, следовательно, такая резьба годна.

6. Взаимозаменяемость шпоночных соединений

6.1 Номинальные размеры элементов шпоночного соединения

Шпонка. По ГОСТ 23360-78, в зависимости от диаметра вала (D = 45мм), выбираем номинальные размеры элементов шпоночного соединения, поля допусков, посадки (3, стр.270) для призматической шпонки.

Для диаметра вала свыше 44 до 50 находим следующие элементы: размер сечения шпонки мм; мм; глубина паза вала мм; втулки мм; радиус закругления паза r_наиб = 0,4мм; r_наим = 0,25 мм; длина шпонки мм; радиус закругления паза или фаска мм; фаска для шпонки мм.

На рисунке 6.1 показан эскиз поперечного сечения вала, отверстия и самой шпонки.

6.2 Допуски и посадки шпоночного соединения

При назначении посадок на ширину паза вала и втулки следует использовать нормальное сочетание полей допусков: на валу N9, во втулке Js9.

По таблице П73 выбираем длину шпонки из ряда: l = 98мм.,b x h = 14 x 9

Для ширины шпонки b = 14h9 находим IT = 43 мкм: es = 0; ei = -43. Для ширины пазов вала b = 14N9: ES = 0; EI = -43. Для втулки b = 14Js9: ES = 21; EI = -21. Шпонка с пазом вала N9/h9. Smax = 0 + 43 = 43 мкм, Nmax = 0 + 43 =43 мкм. Шпонка с пазом втулки Js9/h9. Smax= = 64 мкм, Nmax = 21 мкм

Допуски на второстепенные и несопрягаемые размеры находятся в таблицах П72, П73 и П18, мм:

На высоту шпонки 9p1 = 9_-0,11 IT (N + 5) = 10 ITN; N = 11 — 5 = 6; IT11 = 10IT6= =10·11 = 110 мкм. На длину шпонки 98p4 = 98_-0,87; N = 14 — 5 = 9; IT14 = 10 IT9 = 10 x 98 = 980 мкм. На длину паза вала предельные отклонения для призматических шпонок (исполнение 1) принимают H15. N = 15 — 5 = 10; IT15 = 10IT10 = 10 x 120 = 1200 мкм, 98 H15 = 98⁺¹⁴⁰.

Определим допуски на глубину пазов вала t₁ и ступицы t₂, мм: t₁ =5,5^+0,2, t₂ =3,8^+0,2.

Рисунок 6.1 — Эскиз поперечного сечения вала, отверстия и самой шпонки

Рисунок 6.2 — Схема расположения полей допусков по ширине шпонки (b) (при b = 14 мм)

7. Взаимозаменяемость шлицевых соединений

Для заданного шлицевого соединения с прямобочным профилем шлица, исходя из условий работы, выбрать способ центрирования и назначить посадки. Построить схемы полей допусков по всем трем параметрам соединения и указать для каждого из них предельные отклонения. Вычертить эскизы поперечных сечений отдельно для вала втулки и шлицевого соединения, указать точность отдельных элементов.

7.1 Допуски и посадки шлицевого соединения

Исходя из указанных в таблице 1 размеров , соединение подвижное, требования к центрированию невысокие. По стандарту ГОСТ 1139 — 80 из таблицы П75 [4, стр.274] определяем, что соединение относится к тяжелой серии, Остальные данные приведены в таблице 7.1.

Таблица 7.1 — Основные размеры (мм) и числа зубьев z шлицевых соединений с прямобочным профилем шлицев (по ГОСТ 1139 — 80)

Допуски и посадки шлицевых соединений зависят от их назначения и принятой системы центрирования втулки относительно вала. Существуют три способа центрирования: по поверхностям диаметрами или и по боковым поверхностям зубьев размером .

Для данного шлицевого соединения намечаем центрирование по наружному диаметру . Выбираем посадки по таблиц 13.4 [4, стр. 152]: по центрирующему диаметру мм; по боковым сторонам зубьев мм (по размеру обычно принимают более свободную посадку, чем по ).

По таблице П18, П19 [4, стр. 223]: определяем предельные отклонения и допуски и сводим их таблицу 7.2.

Таблица 7.2 — Предельные отклонения и допуски шлицевых деталей, мкм

Рисунок 7.1 — Предельные отклонения шлицевого соединения

Вычисляем зазоры по центрирующим поверхностям шлицевого соединения:

По мкм;

мкм;

по : мкм; мкм.

Условные обозначения с указанием предельных отклонений:

— шлицевое соединение ;

— шлицевая втулка ;

— шлицевой вал .

Рисунок 7.2 — Эскизы поперечного сечения шлицевого соединения в сборе, шлицевых вала и отверстия

СПИСОК ИПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Чубенко Е.Ф. Метрология, стандартизация и сертификация: Пособие по курсовому проектированию. — Владивосток: Изд-во ВГУЭС, 2007.

2. Гжиров Р.И. Краткий справочник конструктора. — Л.: Высшая школа, 1983.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя, Т. 1,2,3. — М.: Машиностроение, 1980.

4. Козловский Н.С., Ключников В.М. Сборник примеров и задач по курсу » Основы стандартизации, допуски, посадки и технические измерения». — М.: Машиностроение, 1983.

5. РД 50 — 98 — 86 «Выбор универсальных средств измерения линейных размеров до 500 мм». — М.: Издательство стандартов, 1987.

6. Болдин Л.А. Основы взаимозаменяемости и стандартизации в машиностроении: Учебное пособие для вузов. — 2-е изд., перераб. И доп. — М.: Машиностроение, 1984.

7. Бейзельман Р.Д. Подшипники качения. Справочник. — 6-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1975.

8. Мягков В.Д. Допуски и посадки. Справочник, II том. — М.: Машиностроение, 1983.

9. Якушев А. И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. — М.: Машиностроение, 1986.