Силовой цилиндрический редуктор (стр. 3 из 9)

-в соединении зубчатого колеса 5 с валом 3 назначена посадка с натягом H7/p6, что, несмотря на присутствие в соединении шпонки, необходимо, поскольку вал передаёт большой крутящий момент;

-в соединении втулки 16 с валом 3 назначена внесистемная посадка Е11/р6. Это связано с тем что вал на данном участке выполнен бесступенчато. Отклонение р6 диктуется соединением вала с зубчатым колесом 5, а Е11 обусловлено необходимостью зазора для быстрой сборки и разборки и отсутствием требований к высокой точности. По тем же соображениям была назначена внесистемная посадка B11/u8 в соединении вала 2 со втулкой 15; Соединение вала со звездочкой цепной передачи нагружено вращающим моментом и направленной к центру вала силой. В цепной передаче эта сила несколько больше окружной. Радиальные силы, действующие на вал со стороны звездочек, вызывают при вращении вала циклически изменяющиеся напряжения изгиба. Для передачи вращающего момента звездочки с выходного вала на эти детали используется шпоночное соединение и переходная посадка. Звездочка (поз. 19/3) надевается на консольный конец вала, как правило после того, как собран основной узел. Поэтому одним из основных требований, предъявляемых к данному соединению, является легкость сборки и обеспечение передачи крутящего момента, для чего в соединении назначена переходная посадка Н7/n6

Допуски формы посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов в радиусном измерении — допуск круглости, допуск профиля продольного сечения назначаем согласно рекомендаций [3], табл. 2.6, а также [8], с.393-395.Для ограничения биения опорных торцов заплечиков валов и отверстий корпуса под подшипники вначале по [7], табл.2.33 устанавливаем степень точности 7, а затем по [3], табл.2.7 выбираем допуск торцового биения.

Устанавливаем по [3], табл.2.9 допуски соосности посадочных поверхностей.Согласно [3], табл. 2.5 (ГОСТ 3325-85) предъявляем требования по шероховатости к сопрягаемым с подшипниками поверхностям. Выбранные параметры представлены на рис.2.

Рисунок 2. Обозначение допусков формы и расположения, допуска соосности посадочных мест корпуса относительно общей оси.

4. Посадки шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений

4.1 Шпоночные соединения

С учетом конструктивно-технических особенностей и служебного назначения сборочной единицы назначаем нормальное соединение (обеспечивает неподвижность соединения не требующего частых разборов при эксплуатации). Соответственно назначаем посадки: Js9/h9 и N9/h9/

В связи с тем, что диаметр вала равен Æ = 220 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78, выбираем размеры шпонки:

- ширина b=45мм;

- высота h=25мм;

- длина L=220мм;

- глубина паза на валу: t₁=15мм;

- глубина паза во втулке: t₂=10.4мм [л3, 21 стр. 237].

В соответствии с ГОСТ 26360-78, по [9],табл.4.65 определяем:

-посадка вал-шпонка:

Æ45

-посадка втулка-шпонка:

Æ45

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. 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 10, внутренний диаметр 82мм, наружный диаметр 88мм, ширина шлица 12 мм, лёгкая серия.

Из [9],табл.4.73 (ГОСТ 1139-80) назначаем посадку шлицевого соединения – посадка с натягом.

Шлицевое соединение: d - 10´82

´88 ´12 ;

Шлицевый вал: d - 10´82n6´88a11´12h9;

Шлицевая втулка: d - 10´82H7´88H12´12D9.

4.3 Резьбовое соединение

В резьбовых соединениях назначают вид резьбы, шаг резьбы (крупный или мелкий), характер соединения по боковым сторонам профиля (с зазором, натягом, переходной посадкой) и степень точности резьбы.

Наиболее распространенная резьба с крупным шагом, так как имеет по сравнению с мелкошаговой резьбой более высокий КПД.

Наружный диаметр и шаг метрической резьбы с крупным шагом выбираем по [8], табл. 4.22.: резьба метрическая М30 с крупным шагом Р=3,5мм.

Согласно [9], табл. 4.24 (ГОСТ 9150-81) определяем номинальные значения диаметров резьбы :

- наружный диаметр: d(D) = 30мм;

- средний диаметр:d₂(D₂) =d-3+0.727 = 30-3+0.727 = 27.727мм;

- внутренний диаметр: d₁(D₁) = d-4+0.211 = 30-4+0.211 = 26.211мм.

В соответствии с ГОСТ 16093-81 ([9], табл. 4.28) назначаем предпочтительную посадку, учитывая, что резьбовое соединение имеет нормальную длину свинчивания и средний класс точности резьбы:

- резьбовое соединение: М30 -

;

- болт М30-6g;

-гайка М30-6H.

5. Выбор и обоснование метода достижения точности сборки узла

В соответствии с ГОСТ 14203-83 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.

Принцип полной взаимозаменяемости наиболее удобен при сборке изделий поскольку здесь сборка сводится у 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 условиях серийного и массового производства изделия, неполную взаимозаменяемость приходится использовать в условиях единичного и мелкосерийного производства, особенно при производстве изделий в крупном машиностроении.

В данном разделе согласно заданию необходимо обеспечить зазор между торцами крышки 10 и внешним кольцом подшипника 24, который необходим для компенсации температурных деформаций и погрешностей при изготовлении. Проанализируем возможность обеспечения зазора δ=0,05-0,8 мм между торцами подшипника и крышки методами полной и неполной взаимозаменяемости.

Для этого расчёт размерной цепи производим методом максимума-минимума, который обеспечивает полную взаимозаменяемость, и вероятностным, который обеспечивает неполную взаимозаменяемость.

Замыкающее звено: А_D=0

Тогда ESА_D=+800 мкм – верхнее отклонение замыкающего звена;

EIА_D=+50 мкм – нижнее отклонение замыкающего звена;

ТА_D= ESА_D - EIА_D=800-50=750мкм – допуск замыкающего звена.

Согласно заданию приведём схемы контроля отклонения от круглости (рис.6.4.2) и схему контроля отклонения от симметричности шпоночного паза (рис.6.4.3).

Рис. 6.4.2 – Измерение отклонений от круглости

А₉

А₁₀ А_D А₁ А₂ А₃ А₄ А₅ А₆ А₇ А₈

Рисунок 5 - Схема размерной цепи.

Исходные данные:

Номинальные размеры звеньев (в соответствие с рядами нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69):

А_D=0

- величина зазора, замыкающее звено;

А1=47 мм – ширина подшипника, уменьшающее звено;