Содержание

1. Назначение посадок для сопрягаемых размеров деталей узла 4

2. Взаимозаменяемость гладких цилиндрических соединений 6

2.1. Рассчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений с натягом (зазором) 6

2.2. Расчет и выбор посадок подшипников качения 10

2.3. Расчет и подбор калибра для детали 13 соединения 12-13 12

3. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ И КОНТРОЛЬ РЕЗЬБОВЫХ СОПРЯЖЕНИЙ 17

3.1. Расчет предельных размеров и допусков деталей резьбового соединения 17

3.2. Комплекс контролируемых параметров зубчатого колеса и средства контроля 21

4. Расчет допусков размеров, входящих в размерную цепь 26

5. Сущность сертификации и основные определения 28

1. Назначение посадок для сопрягаемых размеров деталей узла

Для выбора и расчета посадок гладких цилиндрических соединений пользуются методом подобия, то есть устанавливается аналогия конструктивных признаков проектируемого узла с признаками узлов машин, находящихся в эксплуатации [1] и назначают рекомендуемые поля допусков и посадки по ГОСТ 25346-89.

Соединение зубчатого колеса 11 с втулкой 10, по диаметру 28 мм. В данном соединении целесообразно применить посадку переходную, предназначенную для неподвижных соединений, обеспечивающую хорошее центрирование зубчатого колеса. Выбираем посадку: .

Соединение вала 8 с втулкой 9, по диаметру 18 мм. В данном соединении втулка используется как подшипник скольжения, поэтому выбираем посадку «движения», которая характеризуется значительным гарантированным зазором обеспечивающее свободное вращательное движение: .

Соединения 1-8 (резьбовое соединение)

Пусть условием задано, что необходимо обеспечить достаточную статическую и циклическую прочность данного соединения. Пусть резьба М12 является общего назначения и, следовательно, поля допусков относятся к среднему классу точности. Тогда выбираем посадку 6H/6g. На чертеже обозначаем М12˟1,5-6H/6g.

Соединение 6-8 подшипник – вал. Подшипник является шариковым радиальным однорядным подшипником класса точности 0 легкой серии. Нагружение наружного кольца является местным, а внутреннего – колебательным. По ГОСТ 3325-85 находим, что при нагрузке со слабыми ударами и вибрацией для диаметров до 80 мм при метсном нагружении рекомендовано основное отклонение H. Назначим поле допуска по 7 квалитету точности – H7. Для диаметров внутренного кольца подшипника свыше 18 мм и до 80 мм принимаем основное отклонение вала для сопряжения с внутренним кольцом подшипника h и назначаем поле допуска по 6 квалитету точности – h6.

Зубчатое колесо 10. По ГОСТ 1643-72 выберем степень точности зубчатого цилиндрического колеса – степень по нормам кинематической точности 8, по нормам плавности работы 7 и контакта зубьев 9. Степень точности 8 является одной из наиболее распространенных и предназначена для зубчатых колес общего машиностроения, не требующие особой точности; степень точности 7 - для зубчатых колес работающих при высоких скоростях и умеренных нагрузках, или наоборот. Величину гарантированного бокового зазора характеризует вид сопряжения. Для рассматриваемого зубчатого зацепления назначаем нормальный зазор - С. Таким образом, исходя из выбранной степени точности и бокового зазора, мы имеем 8-7-9-С.

2. Взаимозаменяемость гладких цилиндрических соединений

2.1. Рассчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений с натягом (зазором)

Соединение втулки 11 и зубчатого колеса 10. Исходные данные согласно варианту приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1. - Исходные данные

D1, мм	D, мм	D2, мм	l, мм	f	Мкр, Hм	материал (3-7)
18	28	64	20	0,2	60	Сталь 20, Сталь 40

Посадки с натягом предназначены для получения неподвижных неразъемных соединений, причем относительная неподвижность сопрягаемых деталей обеспечивается благодаря упругим деформациям, возникающим при соединении вала с отверстием. При этом предельные размеры вала больше предельных размеров отверстия. В некоторых случаях для повышения надежности соединения дополнительно используют штифты или другие средства крепления, при этом крутящий момент передается штифтом, а натяг удерживает деталь от осевых перемещений.

Благодаря надежности и простоте конструкции и сборки узлов, включающих в себя соединения с натягом, применяются во всех отраслях машиностроения (например, при сборке оси с колесом для железнодорожного транспорта, втулок с валами, ступицы червячного колеса с венцом и т.д.).

Выбор способа получения соединения (под прессом, с нагревом охватывающей или охлаждением охватываемой детали и т.д.) определяется конструкцией деталей, их размерами, требуемым натягом и другими факторами.

Надежность посадок с натягом зависит от многих факторов: механических свойств материалов соединяемых поверхностей, шероховатости и геометрии поверхностей, конструктивных факторов, величины натяга, метода сборки и т.д. Одна часть этих факторов учитывается при расчете посадки с натягом, а другую часть учесть в расчетах трудно или невозможно, поэтому в ответственных случаях выбранную в соответствии с расчетом посадку рекомендуется проверять экспериментально.

Расчет посадки с натягом выполняется с целью обеспечить прочность соединения, т.е. отсутствие смещения сопрягаемых деталей под воздействием внешних нагрузок, и прочность сопрягаемых деталей [1, с.212].

Наименьший расчетный натяг N_{min расч}, мкм при нагружении крутящим моментом находим по формуле:

, (2.1)

где М_кр – крутящий момент, Нм;

d – номинальный диаметр сопрягаемых поверхностей, мм;

l – длина соединения, мм;

f – коэффициент трения при продольном смещении деталей;

E₁, E₂ – модули упругости материала соединяемых деталей, Н/м² (для стали - E2,06·10¹¹ Н/м²);

С₁, С₂ – коэффициенты, определяемые по формулам:

, (2.2)

где d₁ – внутренний диаметр пустотелого вала, 18 мм;

d₂ – наружный диаметр охватывающей детали, мм (d₂=64 мм);

μ₁, μ₂ – коэффициент Пуассона (для стали μ=0,3);

Подставляя значения в формулу (1.2), получаем С₁ = 2,26; С₂ = 4,3; тогда, N_minрасч = 0,111 мкм.

В наименьший расчетный натяг N_{min расч}, мкм необходимо внести поправку:

, (2.3)

где ш - учитывает смятие неровностей контактных поверхностен соединяемых деталей, мкм [6];

t - учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки, а также различие коэффициентов линейного расширения материала деталей, мкм;

ц - учитывает деформации деталей от действия центробежных сил, мкм;

уд - учитывает увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали, мкм;

в - учитывает воздействие вибраций и ударов, мкм.

Согласно условиям задачи: t=0, ц=0, уд=0, в=0.

Поправку ш, мкм для материалов с одинаковыми механическими свойствами можно определить по формуле:

, (2.4)

где - высота неровностей поверхностей соответственно отверстия и вала, мкм (для 5 класса шероховатости ).

где К - коэффициент, учитывающий величину смятия неровностей, значение которого, согласно [6], равно 0,5;

.

Тогда, , округляем до ближайшего целого .

По величине подбираем ближайшую посадку. По ГОСТ 25347-82 и [4] ближайшей будет посадка H8/k7 с N_min= 26 мкм.

Проверяем прочность соединяемых деталей при наибольшем табличном натяге N_max= 46 мкм:

1) давление на поверхности контакта вала и втулки, возникающее под влиянием натяга:

(2.5)

2) допустимое давление на поверхности втулки:

(2.6)

И на поверхности вала:

(2.7)

где σ_0,2 - предел текучести материала деталей, для стали 40 - σ_0,2=340 МПа.

Запас прочности втулки:

;

запас прочности колеса:

.

Условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактирующих поверхностях деталей, что обеспечивается тогда, когда . Таким образом, при N_maxF= 46 мкм условие прочности деталей выполняется, посадка нам подходит.

Построим схему полей допусков посадки .

Рисунок 1.1 – Схема полей допусков посадки с натягом