Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Взаимозаменяемость

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ	3
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ	4
1 КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ МЕХАНИЗМА	5
2 ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ РАЗЛИЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ, ОБОСНОВАНИЕ ИХ ВЫБОРА	6
3 РАСЧЕТ ПОСАДОК	13
3.1 Шкив –вал (16мм) H7/g6	13
3.2 Вал –втулка (25мм) H7/g6	14
Кольца подшипника качения – вал – корпус (d = 25мм, D = 62мм, В = 17мм)	15
3.4 Шпоночное соединение (ГОСТ 23360-78), зазоры и натяги	16
3.5 Резьбовое соединение М20×1	18
4 ВЫБОР ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПЕРЕДАЧ, РАСЧЕТ ПРЕДЕЛЬНЫХ ЗНАЧЕНИЙ ВЕЛИЧИНЫ БОКОВОГО ЗАЗОРА	20
5 ОБОЗНАЧЕНИЕ НА ЧЕРТЕЖАХ ДЕТАЛЕЙ ШЕРОХОВАТОСТЕЙ, ДОПУСКОВ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ	22
ЗАКЛЮЧЕНИЕ	29
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ	30

ВВЕДЕНИЕ

Одним из основных условий осуществления массового и серийного производств является взаимозаменяемость одинаковых деталей и узлов комплектующих изделий.

Взаимозаменяемостью называют свойство независимо изготовленных деталей (сборочных единиц) обеспечивать у механизмов и машин в условиях сборки или при ремонте работоспособное состояние и надежность.
Если при сборке нет необходимости в подгонке, то такая взаимозаменяемость называется полной. Если же необходима пригонка, применение компенсаторов, регуляторов или селективная сборка, то такая взаимозаменяемость называется неполной.

Одним из основных условий взаимозаменяемости является точность деталей, узлов, комплектующих по геометрическим параметрам.
Взаимозаменяемость может быть внешней и внутренней.

Так, например, подшипники качения как узлы деталей машин обладают полной внешней взаимозаменяемостью (размеры наружного и внутреннего колец подшипников одного типоразмера одинаковы). в свою очередь, при сборке подшипников их тела качения по размерам рассортировывают по нескольким селективным группам и только после этого осуществляют сборку. При этом тела качения из разных групп не являются взаимозаменяемыми и внутренняя взаимозаменяемость подшипников является неполной.

Система допусков и посадок предназначена для выбора минимально необходимых, но достаточных для практики вариантов допусков и посадок типовых соединений деталей машин, дает возможность стандартизовать режущий и мерительный инструмент, облегчает конструирование, производство и достижение взаимозаменяемости изделий и их частей, а также обуславливает повышение их качества.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Сопрягаемые детали	Вариант 1
Шкив (1) d₁Вал (3)	16мм
Вал (3) d₂ Внутреннее кольцо (4)	25мм
Корпус (5) Наружное кольцо	62мм
Резьба d₄	М20×1
Втулка (8) d₅Вал (3)	25мм
Вал (3) Шпонка (2) Шкив (1)	16мм
Вал (3) Зубчатое колесо d₆ (10)	30мм

1 КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ МЕХАНИЗМА

Редуктор – самостоятельная сборочная единица, соединяемая с электродвигателем и рабочей машиной муфтами или открытыми передачами.

Редуктор служит для уменьшения частоты вращения и увеличения крутящего момента. В корпусе размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валы. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса.

Тип редуктора определяется составом передач и положением осей вращения валов в пространстве. Для обозначения передач используют заглавные буквы русского алфавита по простому мнемоническому правилу: Ц – цилиндрическая, П – планетарная, К – коническая, Ч – червячная, Г – глобоидная, В – волновая. Количество одинаковых передач обозначается цифрой. Оси валов, расположенные в горизонтальной плоскости, не имеют обозначения. Если все валы расположены в одной вертикальной плоскости, то к обозначению типа добавляется индекс В. Если ось быстроходного вала вертикальна, то добавляется индекс Б, а к тихоходному соответственно – Т.

Обозначение типоразмера редуктора складывается из его типа и главного параметра его тихоходной ступени. Для цилиндрической, червячной глобоидной передачи главным параметром является межосевое расстояние; планетарной – радиус водила, конической – диаметр основания делительного конуса колеса, волновой – внутренний посадочный диаметр гибкого колеса в недеформированном состоянии.

Под исполнением принимают передаточное число редуктора, вариант сборки и формы концов валов.

Основная энергетическая характеристика редуктора – номинальный момент Т_Н, представляющий собой допустимый крутящий момент на его тихоходном валу.

На рисунке 1.1 представлен вал редуктора в сборе.

Приводной шкив 1 посредством призматической шпонки 2 передает валу 3 крутящий момент.

Вал 3 монтируется на двух опорах – радиальных шарикоподшипниках 4, установленных в корпусе 5 редуктора. Положение вала 3 и правого подшипника фиксируется с помощью крышки 6 и стопорного кольца 7, а левого – распорной втулкой 8 и гайкой 9.

Крутящий момент от вала 3зубчатому колесу 10 передается призматической шпонкой 11.

Условия работы редуктора нормальные.

Рисунок 1.1. Вал редуктора в сборе

2 ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ РАЗЛИЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ,

ОБОСНОВАНИЕ ИХ ВЫБОРА

Необходимые эксплуатационные свойства механизмов обеспечивают выбором соответствующих посадок при соединении деталей друг с другом.

Выбор посадок является не только технической, но и экономической задачей, правильное решение которой во многом способствует не только обеспечению качества изделий, но и эффективности производства.

Обычно конструкторы в своей практике пользуются сравнительно небольшим количеством разного вида посадок (не более 10), несмотря на то, что рекомендованных к применению посадок в системах допусков значительно больше.

Основаниями для определения необходимых параметров посадки могут быть результаты аналитических расчетов, экспериментальных исследований, а также накопленный производственный опыт.

Какому из перечисленных способов стоит отдать предпочтение вопрос неоднозначный, так как затрагивает очень многие проблемы.

Но чаще всего выбирают посадку, ориентируясь на аналогичные соединения, условия работы которых хорошо известны и их применение оправдало себя на практике.

Наиболее часто используется собственный опыт разработчика и организации, а в первоначальный период накопления знаний следует учитывать опыт других.

Для условий серийного производства ответственные соединения подвергают экспериментальным исследованиям, результаты которых используют при выборе той или иной посадки.

Существующие методики аналитических расчетов параметров посадок в основном являются весьма приближенными, так как не могут учитывать всех факторов, влияющих на свойства посадок при разных допущениях.

Такие методики расчетов (в том числе и на ЭВМ) применяют для предварительного определения тех величин зазоров или натягов в посадках, которые могли бы обеспечить исполнение заданных функций в предполагаемых условиях эксплуатации изделий.

Следует признать, что в настоящее время основой для выбора посадок является производственный опыт и экспериментальные данные.

В системах автоматизированного проектирования (САПР) с помощью ЭВМ выбираются готовые конструкторские решения уже вместе с указанием тех полей допусков и посадок элементов деталей, которые оправдали себя на практике.

Правильный выбор допусков и посадок может служить одним из критериев квалификации разработчика продукции, и повышение этого уровня основано на постоянном анализе результатов принятых решений и изучением производственного опыта.

Чтобы правильно выбирать необходимую точность изготовления деталей, следует учитывать ряд факторов.

Необходимо учитывать способ изготовления элементов деталей и, исходя из производственного опыта, принимать во внимание следующее.

Валы 4÷5 квалитетов и отверстия 5÷6 квалитетов получают, в основном, круглым шлифованием, притиркой, доводкой и хонингованием.

Зачастую получение допуска 4÷5 квалитета достигается при изготовлении деталей с более грубыми допусками с последующим измерением и выделением деталей, размеры которых соответствуют допускам 4÷5 квалитетов.

Такой прием называют селективной сборкой.

Валы 6÷7 квалитетов и отверстия 7÷8 квалитетов изготавливают

Тонким точением или растачиванием (алмазным), чистовым развертыванием, чистовым протягиванием, притиркой, хонингованием плоских поверхностей, холодной штамповкой в вырубных штампах.

Валы 8÷9 квалитетов и отверстия 9 квалитета можно получить тонким строганием, тонким фрезерованием, получистовым развертыванием, тонким шабрением, холодной штамповкой в вытяжных штампах (полых или оболочковых деталей).

Для получения валов и отверстий с полями допусков по 10 квалитету применяют такие же методы обработки, что и для получения деталей 9 квалитета, а также чистовое зенкерование.

Валы и отверстия с допусками по 11 квалитету обрабатывают чистовым строганием, чистовым фрезерованием, чистовым обтачиванием, сверлением по кондуктору, литьем по выплавляемым моделям, а также способами, пригодными для допусков 9 и 10 квалитетов.

При обработке деталей черновым строганием, чистовым долблением, черновым фрезерованием, сверлением без кондуктора, черновым зенкерованием, получистовым растачиванием можно получить детали с допусками по 12 и 13 квалитетам.

Применяя отрезку ножницами и пилами, автоматическую газовую резку, отрезку резцом и фрезой, черновое долбление, литье в песчаные формы можно делать детали с допусками по 14÷17 квалитетам.

При выборе допусков на элементы деталей кроме учета способа обработки используют рекомендации по применению различных квалитетов, взятые из практики.

Приведем некоторые из них.

Детали с допусками по 14÷17 квалитетам обычно являются заготовками для дальнейшей обработки.

Валы и отверстия с допусками по 11, 12 и 13 квалитетам применяют, как правило, для грубых соединений.

Примеры: крышки, фланцы, соединения штампованных деталей, в сельскохозяйственных машинах, соединение деталей из пластмасс и т.д.

Валы и отверстия 10 квалитета используют в случаях, когда условия эксплуатации допускают большие колебания зазора и натяга в соединении.

Валы и отверстия 8÷9 квалитетов применяют для получения относительно больших натягов и зазоров: для быстровращающихся валов при необходимости компенсации больших отклонений формы, для опор скольжения средней точности в условиях полужидкостного трения и т.д.

Эти квалитеты часто используют в тракторостроении и приборостроении, в ответственных узлах сельскохозяйственных машин.

Валы и отверстия 6 и 7 квалитетов применяются наиболее широко во всех отраслях машиностроения для выполнения ответственных сопряжений: при установке подшипников качения нормальной точности (обычно переходные посадки), зубчатых колес средней точности, для подшипников жидкостного трения, для подвижных соединений в кривошипно-шатунных механизмах двигателей внутреннего сгорания и т.д.

Для сопряжений редко применяют 4 и 5 квалитеты (а более точные квалитеты и подавно).

Их иногда используют для установки точных подшипников для шпинделей и приборов, для установки высокоточных зубчатых колес, поршневых колец в поршнях, для посадок в шатунной головке и т.д.

Приведенные рекомендации не имеют статуса обязательного применения.

Это практические рекомендации, оправдавшие себя в большинстве случаев.

Следует обратить внимание на то, что для сопряжений используют только восемь квалитетов для отверстий (с 5 по 12) и девять квалитетов для валов (с 4 по 12) из двадцати предусмотренных в стандартах.

Остальные квалитеты не используют для сопряжений.

Точные квалитеты используют для изготовления различных мер, применяемых при измерениях, а грубые квалитеты – для габаритных размеров и для неответственных деталей.

Под выбором посадки понимается определение основных отклонений вала и отверстия для получения требуемого характера сопряжения.

Посадки с зазорами предназначены для подвижных и неподвижных соединений деталей.

Посадок с зазором предусмотрено во всех системах посадок значительно больше, чем посадок с натягом и переходных, так как чаще требуется, чтобы одна деталь соединялась с другой без запрессовки.

Иногда даже детали, предназначенные для последующего соединения сваркой или винтами, предварительно соединяют друг с другом по посадке с зазором.

Зазор в подвижных соединениях служит для многих целей, например, для обеспечения свободного относительного перемещения, размещения смазки, компенсации температурных деформаций, компенсации отклонений формы сопрягаемых поверхностей и отклонений взаимного расположения элементов деталей, для облегчения процесса сборки и компенсации ошибок монтажа и т.д.

Зазоры применяют в неподвижных соединениях для облегчения сборки, а неподвижность обеспечивают последующим креплением винтами, штифтами, шпонками и т.п.

Посадки в системе отверстия должны использоваться в первую очередь, посадки в системе вала имеют аналогичные характеристики.

Под каждой посадкой в системе ЕСДП указаны аналогичные посадки в системе ОСТ.

Посадки переходные предназначены для неподвижных соединений, которые служат для обеспечения хорошего центрирования сопрягаемых поверхностей и должны легко разбираться.

Натяги и зазоры в этих посадках небольшие и не могут передавать значительные крутящие моменты и потому применяются с дополнительным креплением шпонками, штифтами, винтами и т.п.

Наиболее широко переходные посадки применяют при установке подшипников качения.

Назначают переходные посадки чаще всего с учетом опыта применению аналогичных, хорошо себя зарекомендовавших на практике соединений.

Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных соединений, как правило, без дополнительного крепления. Неподвижность достигается за счет внутренних напряжений на поверхностях контакта, вследствие упругих деформаций.

Посадку с натягом получают при сборке деталей под прессом, с нагреванием охватывающей детали (отверстия) или охлаждением охватываемой детали (вала).

Величину достаточного и допустимого натяга определяют из условия обеспечения передачи заданных нагрузок и прочности сопрягаемых деталей.

Обоснованный выбор допусков и посадок различного вида должен базироваться на результатах технико-экономических расчетов.

3 РАСЧЕТ ПОСАДОК

3.1 Шкив –вал (16мм) H7/g6

Для данного соединения систему посадки можно выбрать любую.

Принимаем систему отверстия как предпочтительную.

Выбираем посадку H7/g6 – отверстие в 7 квалитете, вал в 6 квалитете, обозначение размера отверстия Ø16H7, вала Ø16g6.

Определяем предельные отклонения вала и отверстия.

Таблица 3.1. Предельные отклонения деталей

Отклонения, мм	Ø16H7/g6
Отклонения, мм	Ø16H7	Ø16g6
Es, es	+0,018	–0,006
Ei, ei	0,00	–0,017

Рисунок 3.1. Схема расположения полей допусков для соединения ØH7/g6

Вычислим предельные размеры, допуски на размеры отверстия и вала, предельные зазоры и натяги и допуски посадок.

D_max = D + ES = 16 + 0,018 = 16,018

D_min = D + EI = 16 + 0,00 = 16,00

T_D = D_max – D_min = 16,018 – 16,00 = 0,018

d_max = d + es = 16 – 0,006 = 15,994

d_min = d + ei = 16 – 0,017 = 15,983

T_d = d_max– d_min = 15,994 – 15,983 = 0,011

T_d = es– ei= –0,006 – (–0,017) = 0,011

S_max = D_max – d_min = 16,018 – 15,983 = 0,035

S_min = D_min – d_max = 16,00 – 15,994 = 0,006

T_n = T_D + T_d = 0,018 + 0,011 = 0,029

T_n = S_max – S_min = 0,035 – 0,006 = 0,029

3.2 Вал – втулка (30мм) H7/g6

Для данного соединения систему посадки можно выбрать любую. Принимаем систему отверстия как предпочтительную. Выбираем посадку H7/g6 – отверстие в 7 квалитете, вал в 6 квалитете, обозначение размера отверстия Ø25H7, вала Ø25g6.

Определяем предельные отклонения вала и отверстия.

Таблица 3.2. Предельные отклонения деталей

Отклонения, мм	Ø25H7/g6
Отклонения, мм	Ø25H7	Ø25g6
Es, es	+0,021	–0,007
Ei, ei	0,00	–0,020

Рисунок 3.2. Схема расположения полей допусков для соединения ØH7/g6

D_max = D + ES = 25 + 0,021 = 25,021

D_min = D + EI = 25 + 0,00 = 25,00

T_D = D_max – D_min = 25,021 – 25,00 = 0,021

d_max = d + es = 25 – 0,007 = 24,993

d_min = d + ei = 25 – 0,020 = 24,980

T_d = d_max– d_min = 24,993 – 24,980 = 0,013

T_d = es– ei= –0,007 – (–0,020) = 0,013

S_max = D_max – d_min = 25,021– 24,980= 0,041

S_min = D_min – d_max = 25,00 – 24,993= 0,007

T_n = T_D + T_d = 0,021 + 0,013 = 0,034

T_n = S_max – S_min = 0,041 – 0,007 = 0,034

3.3 Кольца подшипника качения – вал – корпус

(d = 25мм, D = 62мм, В = 17мм)

Рисунок 3.3. Общий вид подшипника качения

Выбор посадок зависит от вида нагружения колец подшипника: так как вращается вал, то наружное кольцо испытывает местное нагружение, а внутреннее – циркулярное.

Для соединения наружного кольца с корпусом при местном виде нагружения, нормальном режиме работы и неразъемном корпусе с отверстием под подшипник принимаем Ø62J_S7.

Для соединений внутреннего кольца с валом при циркуляционном нагружении выбор посадки производится в зависимости от величины нагрузки, определяемой по таблице на основе расчета по формуле

Для соединения внутреннего кольца подшипника с валом из таблицы принимаем поле допуска – Ø25n6.

Предельные отклонения для обработки отверстия в корпусе Ø62J_S7 и вала Ø30n6

Отклонения для колец подшипника

Соединения отверстия с наружным кольцом подшипника и соединение вала с внутренним кольцом подшипника

3.4 Шпоночное соединение (ГОСТ 23360-78), зазоры и натяги

В расчетах используем следующие данные:

ширина шпонки b = 5мм;
глубина паза вала t₁ = 3мм;
высота шпонки h = 5мм;
поле допуска шпонки по g6;
поле допуска паза втулки D10;
поле допуска паза вала H9.

Поле допуска шпонки g6, поле допуска паза втулки D10, поле допуска паза вала Н9 характерны для нормального соединения с призматической шпонкой, назначение посадок – серийное и массовое производство.

Рисунок 3.4. Шпоночное соединение

Принимаются основные размеры соединения с призматическими шпонками (по ГОСТ 23360-78):

диаметр вала d = 16мм;
номинальные размеры шпонок:

ширина шпонки b = 5мм;

высота шпонки h = 5мм;
фаска s = 0,5мм;

длина шпонки l = 34мм;

номинальные размеры паза:

глубина на валу t₁ = 3мм;

глубина во втулке t₂ = 2,5мм;
радиус закругления r = 0,35 мм.

Резьбовое соединение М24×1

Принимаем длину свинчивания l = 10мм.

М20 – резьба метрическая с шагом P = 1мм, внешний диаметр d = 20 мм .

Рассчитываем средний и внутренний диаметры болта и гайки

Длина свинчивания l = 10 мм относится к группе N.

Поле допуска резьбы болта 6h, поле допуска резьбы гайки 6G.

Предельные диаметры болта:
d_2max = 20,051мм;
d_2min = 20,051 – 0,200 = 19,851мм (нижнее отклонение равно 200 мкм для поля допуска диаметра 6h);
d_max = 20 мм;
d_min = 20 – 0,375 = 19,625 мм (нижнее отклонение равно 375 мкм для поля допуска диаметра 6h);
d_1max = 16,752;
d_1min не нормируется.

Предельные диаметры гайки:

D_2max = 20,051+0,313 = 20,364 мм (верхнее отклонение равно 313 мкм для поля допуска 6G);
D_2mix = 20,051+0,048 = 20,099 мм (нижнее отклонение равно 48 мкм для поля допуска 6G);
D_max не нормируется;
D_min = 20+0,048 = 20,048 мм (нижнее отклонение равно 48 мкм для поля допуска диаметра 6G);
D_1max = 16,752+0,548 = 21,3 мм (верхнее отклонение равно 548 мкм для поля допуска 6G);
D_1mix = 20,752+0,048 = 24,8 мм (нижнее отклонение равно 48 мкм для поля допуска 6G).

4 ВЫБОР ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПЕРЕДАЧ, РАСЧЕТ ПРЕДЕЛЬНЫХ ЗНАЧЕНИЙ ВЕЛИЧИНЫ БОКОВОГО ЗАЗОРА

Принимаем т = 5 и z = 25.

Определяется делительный окружной шаг и делительный диаметр

В данном случае выбираем скорость зубчатой пары – 15 м/с, тогда степень точности для данной зубчатой пары равна 6, т.е. данная пара кинематически отсчетная и должна обеспечивать плавность работы на повышенных скоростях вращения и бесшумность работы.

Степень по нормам контакта зубьев принимаем такой же, как и по нормам плавности, т.е. равной 6, т.к. передача кинематически отсчетная.

Степень кинематической точности принимаем на одну ступень больше, чем для норм плавности, т.е. равную 5.

По нормам бокового зазора для m=5 мм и сопряжения А принимаем класс отклонения межосевого расстояния VI.

Гарантированный боковой зазор:

минимальная величина бокового зазора (табличная величина)

максимальная величина бокового зазора

Допуски и отклонения на нормы плавности:

предельное отклонение шага, f_pt =±10;
норма контакта зубьев b=32 мм;
допуски f_х =9 мм, f_у =5 мм;
отклонение профиля зуба F_β=9 мм;
суммарное пятно контакта
по высоте 50%
по длине 70%;
вид сопряжения А;
вид допуска бокового зазора а;
класс отклонения межосевого расстояния VI;
диапазон степенной точности по нормам плавности 3-11;
шероховатость R_а=1,6 мкм.

5 ОБОЗНАЧЕНИЕ НА ЧЕРТЕЖАХ ДЕТАЛЕЙ ШЕРОХОВАТОСТЕЙ, ДОПУСКОВ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ

Шероховатость поверхностей обозначают на чертеже для всех выполняемых по данному чертежу поверхностей изделия, независимо от методов их образования, кроме поверхностей, шероховатость которых не обусловлена требованиями конструкции.

Взаимозаменяемость 📙 Курсовая → 🆔 47931