Выбор показателей точности для типовых соединений в машиностроении (+ 4 чертежа КОМПАС)

Задание 1. Определение и расчет параметров посадки гладкого цилиндрического соединения, выбранного по аналогии
Задание 2. Расчет и выбор стандартной посадки с натягом
Задание 3. Расчет размеров калибров для контроля отверстия и вала и контрольных калибров к ним
Задание 4. Расчет и выбор посадок для колец подшипников качения
Задание 5. Выбор посадок для шлицевых прямобочных соединений
Задание 6. Определение придельных размеров деталей резьбового соединения
Задание 7. Выбор контролируемых параметров зубчатых колес
Задание 8. Расчет размерных цепей
Задание 9. Техническое регулирование, стандартизация, сертификация
...

Параметры посадок с гарантированным натягом обязательно рассчитывают в связи с многочисленность факторов, обуславливающих их прочность. Основная задача расчета — определить минимально необходимый натяг, обеспечивающий прочность соединения в условиях максимального нагружения, и максимально допустимый натяг, определяемый прочностью деталей.
Из чертежа сборочной единицы видно, что фланец 7, выполняя роль вала, неподвижен во втулке 5, выполняющей роль подшипника скольжения. Анализируя соединение, приходим к выводу, что поверхность фланца технологичнее обработать с полем допуска – поверхность под подшипники качения 6.Для втулки назначаем поле допуска , для создания зазора. Для подобного типа соединений рекомендуется посадка

Выбор различных посадок для подвижных и неподвижных соединений можно производить на основании расчетов, экспериментальных исследований или ориентируясь на аналогичные соединения, условия работы которых хорошо известны.

Для сопряжения 5-7 с номинальным диаметром 60 мм выбрать посадку по аналогии.
Параметры посадок с гарантированным натягом обязательно рассчитывают в связи с многочисленность факторов, обуславливающих их прочность

мм.Наибольший размер непроходного калибра равенмм.Наименьший размер непроходного калибра равен мм.Контрольные калибры для контроля калибр-скобы.Наибольший размер проходного контрольного калибра определяется по формуле,гдеНр — допуск на изготовления контрольного калибра для калибра скобы.мм.Наименьший размер проходного контрольного калибра равенмм.Наибольший размер изношенного контрольного калибра равенмм.Наименьший размер изношенного контрольного калибра равенмм.Наибольший размер непроходного контрольного калибра равенмм.Наименьший размер непроходного контрольного калибра равенмм.Таблица 2. Исполнительные размеры калибровНазначение калибраОбозначениеРазмер калибра,ммИсполнительный размер калибра, ммДля контроля отверстия (калибр-пробка)ПРmax60,00660,006-0,005ПРmin60,001ПРизн59,997НЕmax60,032560,0325-0,005НЕmin60,0275Для контроля вала(калибр-скоба)ПРmax59,998559,9985+0,005ПРmin59,9935ПРизн59,978НЕmax59,983559,9835+0,005НЕmin59,9785Контрольный калибр для контроля калибра-скобыК- ПРmax59,99759,997-0,002К- ПРmin59,995К-Иmax60,00460,004-0,002К-Иmin60,002К- НЕmax59,98259,982-0,002К- НЕmin59,980Задание 4. Расчет и выбор посадок для колец подшипников каченияПосадку подшипника качения на вал или 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. С зазором монтируют то кольцо, которое испытывает местное нагружение. Монтаж подшипника с натягом производят преимущественно по тому кольцу, которое испытывает циркуляционное нагружение. Кольцо, соединенное с неподвижной частью механизма, должно быть установлено с посадкой, обеспечивающей минимальный зазор. Это делается для того, что бы добиться равномерного износа дорожек качения за счет проворачивания во время работы данного кольца по действием различных толчков и вибраций. Если кольцо нагружено циркуляционной нагрузкой, то его проскальзывание не допускается из-за износа посадочного места. Расчет подшипникового узлаДля соединений 6-4 и 6-7 рассчитать и выбрать посадки для внутреннего и наружного колец подшипников.Исходные данные: задан радиальный однорядный подшипник №309 средней серии; класс точности 6; d = 45 мм; D = 100 мм; B = 25 мм; r = 2,5 мм. Радиальная нагрузка на опору R = 3.8 кН = 3800 Н, нагрузка умеренная, перегрузка 150%. Нет толчков и вибраций.Из анализа работы подшипникового узла видно:вращается корпус (4), а вал (фланец 7) неподвижен. Корпус сплошной. Наружнее кольцо циркуляционно. Внутреннее – местно.По номинальным размерам диаметров подшипников и выбранному классу точности определяем отклонения внутреннего dm и наружного Dm колец подшипников:внутренне кольцо:45-0,01наружное кольцо:100-0,013 При циркуляционном нагружении колец подшипника выбор посадок на валы и отверстия корпусов производиться по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности. Интенсивность радиального напряжения определяется по формуле,где R — радиальная реакция опоры на подшипник, кН;b — рабочая ширина посадочного места, м:b = B – 2r.где B — ширина подшипника;r — радиус закругления или длина фаски кольца подшипника;kn — динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки ( при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрациях kn = 1; при перегрузке до 300%, сильных ударах и вибрации kn = 1,8);F — коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе. Коэффициент F изменяется от 1 до 3 (при сплошном F = 1);FA — коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двурядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору.кН/м.По значению интенсивности радиальной нагрузки выбирается поле допуска корпусаК6 (табл.20 [2]).Поле допуска вала для местно нагруженного кольца js 6 (табл. 21 [2]).Отклонения сопрягаемых деталейкорпус — вал — .Условные обозначения посадок.Внутреннее кольцо — вал ;Наружное кольцо — корпус .Соединение внутренне кольцо — валПредельный натяг определяется по формуле,где– наибольший диаметр вала, – наименьший диаметр внутреннего кольца подшипника.мм.Предельный зазор определяется по формуле.где– наибольший размер ВНП,– наименьший размер вала.мм.Соединение наружное кольцо — корпусПредельный натяг определяется по формуле,где–наибольший размер НКП,–наименьший размер отверстия в корпусе.мм.Предельный натяг определяется по формуле,где– наименьший размер НКП,–наибольший размер отверстия в корпусе.мм.Во избежание разрыва колец подшипника выбранную посадку следует проверить, чтобы максимальный натяг посадки не превышал значения, допускаемого прочностью кольцамм, ,где d — диаметр внутреннего кольца подшипника, м, k — коэффициент, принимаемый приближенно для подшипников легкой серии – 2,8; средней серии – 2,3; тяжелой – 2; — допускаемое напряжение при растяжении, мПа (для подшипникой стали 400 мПа).,0.18 0.018.Задание 5. Выбор посадок для шлицевых прямобочных соединенийРассчитать шлицевое соединение 1-10 , в котором заданы: z = 10; d = 102; D = 112; ().1) Выбираем условия работы и элемент центрирования:Из анализа условий работы заданного соединения видно, что шлицевое соединение подвижно и передает значительные крутящие моменты. Поэтому выбираем элемент центрирования по внутреннему диаметру d.Заданное шлицевое соединение относится к средней серии. Ширина зуба шлиц b = 16мм; размер d1 = 97.7мм.Поля допусков для центрирующих и нецентрирующих элементов сопряжения:– для размера d:поледопуска втулки 102Н7(+0,035),поле допуска вала 102h7,посадка 102;– для размера b:поле допуска впадин втулки 16F8,поле допуска шлица вала 16h7,посадка 16;для нецентрирующего элемента D (табл.21, [2]):втулки 112Н10(+0,14),вала 112a11Условное обозначение соединения.Задание 6. Определение предельных размеров болтового соединения Резьба метрическая с наружным диаметром 10 мм (М10).Класс точности резьбы — средний, длина свинчивания — нормальная.Шаг Р = 1.25 мм.Поля допусков:внутренняя резьба — 6F;наружная резьба — 6h.Средний диаметр резьбы определяется по формуле ,где – номинальный диаметр резьбы,–шаг резьбы.мм.Внутренний диаметр резьбы равен.Предельные отклонения диаметров резьбы:Болт (6h)– верхнее отклонение для d, d2, d1: esd = esd2 = esd1 = 0 (табл.31, [2]);–допуск наружного диаметра ITd = 0,212 (табл. 34, [2]);–допуск среднего диаметра ITd2 = 0,118 (табл. 32,[2]);–нижнее отклонение наружного диаметра eid = esd – ITd = 0 – 0,212 = -0,212;–нижнее отклонение среднего диаметра eid2 = esd2 – ITd2 = 0 – 0,118 = -0,118.Гайка (6F)–нижнее отклонение для D1, D2, D: EID = EID2 = EID1 = +0,042(табл.32, [2]);–допуск среднего диаметра ITD2 = 0,160(табл.33, [2]);–допуск внутреннего диаметра ITD1 = 0,265 (табл.34, [2]);–верхнее отклонение среднего диаметра ESD2 = 0,042 + 0,16 = 0,202;–верхнее отклонение внутреннего диаметра ESD1 = 0,042 + 0,265 = 0,307.Предельные значения диаметров и допуски резьбы:–болт:dmax = d +esd = 10 +0 =10;dmin = d + eid = 10-0,212 =9,788;d2max = d2 + esd2 = 9,18810+0=9,18810;d2min = d2 + eid2 = 9,18810-0,118=9,0701;d1max = d1 + eid1 = 8,6468+0=8,64683d1min — не нормируется.–гайка:Dmax — не нормируется;Dmin = D + EID =10+0,042=10,042;D2max = D2 + ESD2 = 9,18810+0,202=9,3901;D2min = D2 + EID2 =9,18810+0,042=9,2301;D1max = D1 + ESD1 =8,64683+0,307=8,95383;D1min = D1 + EID1 = 8,64683+0,042=8,68883. Наибольшие и наименьшие зазоры по среднему диаметру определяются по формуламSmax = D2max – d2min,Smin = D2min – d2max .Smax = D2max – d2min=9,3901-9,0701=0,32, мм,Smin = D2min – d2m=9,2301-9,18810=0,042, мм.Задание 7. Выбор контролируемых параметров зубчатых колесДля зубчатого колеса 3 с модулем m = 6 и числом зубьев z = 18 определить нормы кинематической точности, плавности работ, контакта зубьев. Условное обозначение: 8 – Аb.Из анализа работы данного узла видно, что изделие относится к редукторам общего назначения. Степень точности (из условия) — 8. Данный узел относится к скоростным передачам. Основной показатель — плавность работы. Вид сопряжения — А. Вид бокового зазора — b.Норма кинематической точности —8Норма плавности работы — 8Норма контакта зубьев — 8Условное обозначение выбранной зубчатой передачи8-А ГОСТ 1643 – 81Для данного зубчатого колеса выбираются следующие показатели:– допуск на радиальное биение зубчатого венца; – плавность работы;Fk – контакт зубьев;Tw – боковой зазор.Таблица 3. Числовые значения выбранных параметров.ОбозначениепоказателейСтепень точности или видсопряженияЧисловое значение,мкмFp890ff20= Fp+ ff110845Fk845Fr850TwА110Задание 8. Расчет размерных цепей.Задана размерная цепь А. Исходным звеном является расстояние от торца стопорного кольца до торца подшипника. Исходное звено задано А∆ = 0.5 1.0 мм. Номинальные значения составляющих звеньев, мм:А1 = 5; А2 = 95; А3 =А5 = 22-0,12; А6 = 10. Номинальный размер звена А4 не задан.Прямая задача (метод полной взаимозаменяемости)Строим схему размерной цепи:Рисунок 7. Схема размерной цепиИз приведенной схемы видно, что увеличивающим является звено А2, а уменьшающими — звенья А1, А3, А4, А5, А6.Допуск замыкающего звена определяется по формулеITА∆ = 1.0- 0.5 = 0,5 мм.Поле допуска замыкающего звена А∆:А∆ = ммА∆ = ,где АiУВ — составляющее увеличивающее звено, АiУМ — составляющее уменьшающее звено, n — количество увеличивающих звеньев, m — общее количество звеньев в размерной цепи, включая замыкающее.0,5 = 95 – (22 + 10 + 22 + 5 + А4)А4 = 35,5 мм.Коэффициент квалитета ар определяется по формулеар = ,гдер – количество звеньев, имеющих регламентированные допуски;ITu – регламентированный допуск звена;ii – единица допуска звена, отклонения или допуск на которое не заданы.ар = .Значения ар находятся между 9 и 10 квалитетами. Назначаем допуски по 9 квалитету, как по ближайшему.Допуски составляющих звеньев, мм:ITA1 = 0.030; ITA2 = 0.087; ITA4 = 0.062; ITA6 = 0.036.Проверка правильности выбора допусков составляющих звеньевITAΔ≥i=1m-1ITAi0.500 ≥ 0.030+0.087+0.120+0.062+0.120+0.0360.500≥0.455Наибольший эффект достигается при равенстве, поэтому увеличиваем допуск втулки A4, делая его нестандартнымσA4=0.107 Отклонения на составляющие звеньяА1 = 5–0,030; А2 = 95+0,087; А3=А5 = 22-0.120; А6 = 10–0,036.Проверку по верхнему отклонению замыкающего звена:ESA∆,0,500 = (0,087) – (-0,030 – 0,120 – 0,107 – 0,120 – 0,036)0,500=0,500Прямая задача (метод теории вероятности)Строим схему размерной цепи Рисунок 8.Схема размерной цепи.Из приведенной схемы видно, что увеличивающим является звено А2, а уменьшающими — звенья А1, А3, А4, А5, А6.Допуск замыкающего звена определяется по формулеITА∆ = 1.0- 0.5 = 0,5 мм.Поле допуска замыкающего звена А∆:А∆ = ммА∆ = ,где АiУВ — составляющее увеличивающее звено, АiУМ — составляющее уменьшающее звено, n — количество увеличивающих звеньев, m — общее количество звеньев в размерной цепи, включая замыкающее.0,5 = 95 – (22 + 10 + 22 + 5 + А4)А4 = 35,5 мм.