Расчет линейной размерной цепи и выбор посадок

4. Назначаем допуски  на составляющие размеры

Допуски для охватывающих размеров ( ) назначаем как для основного отверстия, а для охватываемых ( ) - как для основного вала.

Из табл. 1.27[1, с. 79] допуск для размера  по Н10 равен 0,14 мм, а для размера по Н10 равен 0,12 мм.

Допуск для размеров назначаем по h10 ([1], табл. 1.35, с. 113), они соответственно равны -0,048; -0,12; -0,048 мм. Допуски должны быть стандартными.

Размер  считаем компенсирующим (увязочным) и определяем из условия, что [ТА_∆]=

Тогда

=0,75-(0,14 +0,12+0,048+0,12+0,048)=0,274 мм.

Принимаем для размера  стандартный допуск по h10 равным 0,12мм ( , табл. 1.35, с. 113).

5. Назначаем предельные  отклонения составляющих размеров

Для охватывающих поверхностей назначаем отклонения как для  основных отверстий, т.е. со знаком «плюс»; для охватываемых – как для основных валов, т.е. со знаком «минус».

Верхние и нижние отклонения составляющих размеров будут следующими:

Es(A₁) = +0,14мм;                        Ei(A₁) = 0;

Es(A₂) = +0,12мм;                        Ei(A₂) = 0;

Es(A₃) = 0;                                     Ei(A₃) = -0,048мм;

Es(A₄) = 0;                                     Ei(A₄) = -0,12мм;

Es(A₅) = 0;                                     Ei(A₅) = -0,12мм;

Es(A₆)= 0;                                      Ei(A₆)= -0,048мм.

В рабочих чертежах деталей  должны быть проставлены следующие  размеры с отклонениями: ; ; ; ; .

Допуски на составляющие звенья размерной цепи могут быть определены по формуле:

Тогда ТА₁ = 0,14мм; ТА₂ = 0,12мм; ТА₃ = 0,048мм; ТА₄ = 0,12мм; ТА₅ = 0,12мм; ТА₆ = 0,048мм.

6. Проверяем правильность  выполненного расчета размерной  цепи

Должно выполняться условие [ТА_∆]≥

[ТА_∆]=0,75мм;

0,14 + 0,12 + 0,048 + 0,12 + 0,12 + 0,048 = 0,596мм.

                                                    0,75мм > 0,596мм.

Полная взаимозаменяемость деталей сборочной единицы обеспечена.

 

2 Выбор посадок

 

В заданной сборочной единице (рис.1) посадки образуют соединения втулки с корпусом, вала со втулкой, малой шестерни с валом и большой шестерни с валом. Выбор посадок будем производить на основе данных справочной литературы ([1], с.297-346).

Втулка, по своей служебной  роли как подшипник скольжения, устанавливается  в корпусе неподвижно. Руководствуясь рекомендациями справочной литературы ([1], с.340), для соединения втулки с  корпусом назначим посадку в системе  отверстия Ø100 (Ø100 ). В скобках обозначена аналогичная посадка в системе ОСТ.

Так как втулка, малая  шестерня и большая шестерня находятся  в сопряжении с одним и тем  же валом с номинальным диаметром 90, одинаковых для всех трех сопряжений, то для удешевления изготовления вала рационально все три посадки назначить в системе вала. Для сопряжений малой шестерни с валом и вала со втулкой назначаем посадку Ø90 (Ø90 ) согласно служебных функций этих сопряжений ([1] с. 304). Для сопряжения большой шестерни с валом в соответствии со служебной ролью этого соединения выбираем посадку Ø90 (Ø90 ) с дополнительным креплением шестерни на валу шпонкой ([1], с. 324).

 

2.1 Графическое  построение полей допусков выбранных  посадок и их  характеристики

 

Для  графического построения полей допусков посадок (рис.3-5) используем предельные отклонения, приведенные  в таблицах справочной литературы [1].

 

Рисунок 3 –Положение полей  допусков посадки

Ø100

([1], c. 79, 95)

 

Характеристика отверстия:

EI = 0;

ES = 0,035мм;

D = 100мм;

D_макс  = D + ES = 100,0 + 0,035 = 100,035мм;  

D_мин  = D  + EI = 100 + 0 = 100мм;

TD = D_макс - D_мин = 100,035 – 100 = 0,035мм.

 

Характеристика вала:

ei = 0,037мм;

es = 0,059мм;

d = 100,0мм;

d_макс =  d + es = 100,0 + 0,059 = 100,059мм;

d_мин = d + ei = 80,0 + 0,032 = 100,037мм;

Td = d_макс - d_мин = 100,059 - 100,037 = 0,022мм.

 

Характеристика соединения:

N_макс = d_макс- D_мин = 100,059- 100,0 = 0,059мм;

N_мин = d_мин- D_макс = 100,037-100,035 = 0,002мм;

Или, вычислив натяги через  предельные отклонения, получаем тот  же результат:

N_макс = es – EI = 0,059 -0 = 0,059мм;

N_мин = ei- ES = 0,037 - 0,035 = 0,002мм.

Имеем посадку с гарантированным  натягом в системе отверстия  для неподвижного соединения втулки с корпусом.

Рисунок 4 – Положение  полей допусков посадки

Ø90

([1], c. 113, 119)

Характеристика отверстия:

EI = 0,036мм;

ES = 0,09мм;

D = 90мм;

D_макс = D + ES = 90 + 0,09 = 90,09мм;  

D_мин  =  D  + EI = 90,0 + 0,036 = 90,036мм;

TD = D_макс - D_мин = 90,09 - 90,036 = 0,054мм.

Характеристика вала:

ei = -0,022мм;

es = 0;

d = 90,0мм;

d_макс = d + es = 90,0 + 0 = 90,0мм;

d_мин = d + ei = 90,0 - 0,022 = 89,978мм;

Td = d_макс - d_мин = 90,0 - 89,978= 0,022мм.

 

Характеристика соединения:

S_макс = D_макс - d_мин = 90,09-89,978= 0,112мм;

S_мин = D_мин - d_макс = 90,036 - 90,0 = 0,036мм;

Или, выполнив вычисления зазоров  через предельные отклонения, получим  тот же результат:

S_макс = ES – ei = 0,09 - (-0,022) = 0,068мм;

S_мин = EI - es = 0,036 - 0 = 0,036мм.

Имеем посадку с гарантированным  зазором в системе вала для  подвижных соединений вала со втулкой и вала с малой шестерней.

Рисунок 5 – Положение  полей допусков посадки

Ø90

([1], c. 113, 126)

 

Характеристика отверстия:

EI = -0,035мм;

ES = 0;

D = 90мм;

D_макс = D + ES = 90 + 0 = 90,0мм;  

D_мин  =  D  + EI = 90,0 + (-0,035) = 89,965мм;

TD = D_макс - D_мин = 90,0 - 89,965= 0,035мм.

 

Характеристика вала:

ei = -0,022мм;

es = 0;

d = 90,0мм;

d_макс = d + es =90,0 + 0 = 90,0мм;

d_мин  = d + ei = 90,0 + (-0,022) = 89,978мм;

Td = d_макс - d_мин = 90,0 - 89,978= 0,022мм.

 

Характеристика соединения:

S_макс = D_макс - d_мин = 90,0 - 89,978= 0,022мм;

S_мин = D_мин - d_макс = 89,965-90,0 = -0,035мм;

N_макс = -0,035мм, т.е. отрицательный минимальный зазор есть максимальный натяг.

Для неподвижного соединения большой шестерни с валом имеем  переходную посадку в системе  вала с возможностью получения в  соединении как зазора, так и натяга, но с большей вероятностью получения натяга.

 

 

 

 

 

 

 

 

3 Эскизы сборочной  единицы и деталей, входящих  в её состав

 

 

Рисунок 6 – Эскиз сборочной  единицы

 

 

 

 

Рисунок 7 – Эскиз вала

 

 

 

 

 

Рисунок 8 - Эскиз втулки

 

 

 

Рисунок 9 – Эскиз большой  шестерни

 

 

 

Рисунок 10 – Эскиз малой  шестерни

 

 

Рисунок 11 – Эскиз корпуса

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

Для расчёта линейной размерной  цепи на полную взаимозаменяемость применили  метод максимума – минимума, предварительно составив схему размерной цепи и  выполнив её анализ. Затем провели  сравнение расчётных значений предельных размеров замыкающего звена с  заданными значениями по условиям.

Так как условия не выполнялись, решили прямую задачу линейной размерной цепи, определив допуски и посадки составляющих звеньев и их предельные размеры.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Библиографический список

 

1. В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский «Допуски и посадки» справочник в двух частях. - Ленинград: «Машиностроение», 1982. –Ч. 1. 543 с.

 

2. А.В. Ерёмин «Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Взаимозаменяемость» для студентов специальности 0720 «Стандартизация и сертификация» очной и заочной форм обучения». - Магнитогорск: МГТУ,  2004 – 26 стр.