Проектування і розрахунок різних типів з'єднувань на принципі функціонального взаємозамінювання

Z₁ - відхилення середини поля допуску прохідної робочої скоби від найбільшого розміру вала;

y - границя ізносу прохідної робочої пробки від найменшого розміру отвору;

y₁ - границя ізносу прохідної робочої скоби від найбільшого розміру вала;

α - для калібрів вище 180мм величина компенсації похибки контролю отвору;

α₁ - для калібрів вище 180мм величина компенсації похибки контролю вала.

 

Для заданої  посадки 

H=H₁=12 мкм; Н_р = 4,5 мкм; Z = Z₁= 8 мкм; у = 7мкм;у₁=6 мкм,α=4;α₁=3.

3.Будуємо загальну схему полей допусків деталей та калібрів.

4. Визначаємо найбільш допустимі розміри на виготовлення робочих прохідної та непрохідної пробок, а також розмір зношеної пробки. При розрахунках числа наближують до величини цілого або 0.5 мкм в сторону зменшення допуску на деталь. При цьому допуск на калібр зберігається по своїй величині.

 

 

Виконавчі розміри пробок дорівнюють найбільшим їх розмірам з допуском на виготовлення.

 

 

5. Визначаємо найменші допустимі розміри на виготовлення робочих 
прохідної та непрохідної скоб, а також розмір випрацьованої скоби.

 

 

 

Виконавчі розміри скоб дорівнюють найменшим  їх розмірам з допуском на виготовлення.

 

 

6. Визначаємо найбільші допускаємі розміри на виготовлення контрольних 
калібрів для скоб прохідної, непрохідної та випрацьованої.

 

 

 

 

Виконавчі розміри контрольних  калібрів дорівнюють найбільшим їх розмірам з допуском на виготовлення.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

V. Розрахунок та вибір посадок підшипників кочення.

 

Для підшипників, які служать підтримкою ведучої  вал-шестерні редуктора  розрахувати та вибрати посадки внутрішнього кільця на вал та наружного кільця у корпус. Зробити перевірку посадового зазору по найбільшому натягу вибраної посадки. Накреслити схеми розташування полів допуску вибраних посадок та виконати креслення підшипникового вузла з вказанням посадових розмірів.

Вихідні дані: підшипник 6-7317, посаджений на стальний вал та в чавунний корпус. Радіальне навантаження R=31kH, осьове А=25кН. Внутрішнє кільце підшипника навантажене ціркуляційно, наружне-місцевим навантаженням з помірними поштовхами, можливе перевантаження 180%. Корпус редуктора нероз'ємний.

Рішення:

1. Визначаємо основні геометричні розміри підшипника по таблицям технічних характеристик. Підшипник 6-7317 виконаний по шостому класу точності, радіально - упорний, середньої серії. Основні параметри:

Д=180 мм - номінальний діаметр внутрішнього кільця;

d=85 мм - номінальний діаметр зовнішнього кільця;

В=41 мм = ширина кілець підшипника;

r=4 мм - радіус кромок внутрішнього кільця;

β=78 - кут контакту тіл кочення з доріжкою кочення.

Характер  сполучення підшипника з валом та корпусом залежить від умов його експлуатації, від величини і характеру навантаження кілець. Місцево навантажені кільця повинні мати посадку з зазором чи перехідну. Коливально-навантажені кільця повинна мати перехідну посадку. У даних схемах усіх редукторів внутрішні кільця підшипників мають характер циркуляційного навантаження, а зовнішні кільця - місцевого навантаження.

2. Визначаємо інтенсивність навантаження на посадову поверхонь внутрішнього кільця

 

 

Приклад: Знаходимо значення величин, які входять у формулу (25):

R - радіальне навантаження, R=31кН=31000 Н;

b - робоча ширина посадового місця; b=В-2*r=41-2*4=33 мм;

Кп - динамічний коефіцієнт посадки, Кп=1;

По умовам вихідних даних приймаємо:

F - Коефіцієнт, враховуючий ступінь послаблення посадового натягу при порожньому валу. При суцільному валу F=l.

F_a - коефіцієнт нерівності радіального навантаження при дії осьового навантаження А на опору. При відсутності осьового навантаження F_a=1.

3. Вибираємо посадки внутрішнього та наружного кілець підшипників.

Для діаметру внутрішнього кільця Д=180 мм та розрахованої інтенсивності навантаження Р_R= Н/мм вибираємо посадку на вал Ø180 G7.

Для посадового діаметру наружного кільця d=85мм при нероз'ємному корпусі редуктора та навантаження з помірними поштовхами вибираємо посадку у корпус Ø85 k6.

4.Визначаємо найбільший та найменший натяги при посадці внутрішнього кільця підшипника на вал, а також найбільший та найменший зазори при посадці наружного кільця у корпус редуктора. Для цього визначаємо граничні відхилення: для внутрішнього та наружного діаметрів підшипника по табл. [5]; для валу і отвору корпусу по таблицям.

 

Величини  граничних відхилень дорівнюють: для внутрішнього діаметру підшипника Ø85

ES=0, EI= -15 мкм;

для наружного діаметру підшипника Ø180 

es=0, еі= -18 мкм;

для валу Ø85 k6

es= +25, еі=+ 3 мкм;

для отвору Ø180 G7

ES= +54, EI= +14 мкм;

В з'єднанні підшипник-вал натяги дорівнюють:

 

В з'єднанні підшипника-корпус зазори дорівнюють:

 

5. Визначаємо посадовий радіальний зазор між кільцями та тілами кочення у підшипникові при вибраній посадці:

 

Де  S_mнач - середнє значення начального радіального зазору, котрий визначається як середнє арифметичне значення з найбільшого і найменшого начальних радіальних.

 

ΔD₂- діаметральна деформація бігової доріжки кільця після посадок його на вал з натягом, визначається по формулі:

 

де D- номінальний діаметр внутрішнього кільця, мм.

d- Номінальний діаметр наружного кільця, мм.

N_max - максимальний табличний натяг вибраної посадки внутрішнього кільця на вал, мкм.

 

 

 

По формулі (26) визначаємо посадовий зазор:

 

Визначене додатне значення посадового зазору свідчить про те, що між тілами кочення  та біговими доріжками є зазор. Значить  вибрана посадка підшипника на вал  задовільнює експлуатаційним потребам.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

VI. Розрахунок  параметрів метричної різьби.

 

Додержуючись  вихідних даних необхідно визначити  номінальні значення усіх трьох діаметрів  різьби болта і гайки. Визначити  їх граничні відхилення, а потім  визначити граничні розміри діаметрів  різьби болта і гайки.

Вихідні дані: розрахувати параметри різьби

Рішення:

М - метрична різьба;

6 - номінальний діаметр різьби, d, мм;

0,5-крок різьби Р, мм;

4Н - поле допуску середнього (TD₂) та внутрішнього (TD₁) діаметрів гайки;

5h6е - поле допуску наружного діаметру болта Td₂ и Td .

1. Визначаємо номінальні значення діаметрів різьби болта та гайки.

наружній  D= d =6мм;

середній  D₂ = d₂ = d-l+0,513=6-l+0,675=5,675мм; (для кроку різьби Р=0, 5 мм);

внутрішній D₁ = d₁= d-1+0,459=6-1+0459=5,459 мм.

2. В залежності від кроку, номінального діаметру різьби та заданого поля

 допуску  визначаємо граничні відхилення:

для d₂ = 5, 675 мм з полем допуску 5h,

верхнє: 0 мкм; нижнє: -67 мкм;

для d= 6мм    з полем допуску 6е,

верхнє: -50 мкм; нижнє: -156мкм;

для D₂=5, 675мкм з полем допуску 4Н

верхнє: +71мкм; нижнє: 0;

для D =6 мм - не нормується;

для D₁ =5,459мм з полем допуску 4Н

верхнє:+90мкм, нижнє:0.

Для d₁ та D граничні відхилення не нормуються.

3. Визначаємо граничні розміри та величини допусків у мм:

болта:

d_mах = 5,950 мм;

d_min = 5,844 мм;

d_2mах = 5,765мм;

d_2min = 5,608 мм;

T_d = d_mах - d_min = 5,950 - 5,844 = 0,106 мм;

Т_d2 =d_2max – d_2min = 5,765-5,608 =0,067 мм;

 

гайки:

D_2mах = 5,746 мм;

D_2min = 5,675мм;

D_1mах = 5,549 мм;

D_1min = 5,459мм;

T_D2 = D_2mах – D_2min = 5,746 -5,675= 0,071 мм;

Т_D1 =D_1max – D_1min = 5,549 -5,459=0,090 мм.

 

 

VII. Обгрунтування та призначення посадок.

 

7.1. Номінальні діаметри усіх участків вала редуктора приймаємо з умов, шо діаметри суміжних участків відрізняються один від одного на 10 мм.

7. 2. Номінальний діаметр з'єднання підшипника ковзання з корпусом редуктора визначається з умови, що товщина стінки підшипника знаходиться в межах 7... 10 мм.

3. В з'єднанні зубчастих колес та полумуфт з валом назначаються перехідні посадки, а нерухомість з'єднання забезпечується шпонками. Рекомендується призначати поля допусків валів в залежності від навантаження, яке задається в завданні для з'єднання з натягом. При дії осьового навантаження використову-вати поле допуску з основним відхиленням виду i_s, при дії крутного момен-         ту - k, при дії осьового навантаження та крутного моменту - т, п.
4. В з'єднанні підшипника ковзання з корпусом редуктора призначати перехідну посадку.

7. 5. В з'єднанні вала з кришкою редуктора призначати посадку з великим зазором, щоб виключати тертя кришки по валу при похибках виготовлення та з'єднування, а щільність цього вузлу забезпечується ущільнюючим кільцем.

7.6. Посадку шпоночного з'єднання призначать з умови, що при дії осьового навантаження заданого для посадки з натягом, використовувати вільне шпоноч-  не з'єднання, при дії обертального моменту - нормальне, а при сумісній дії навантаження та моменту - щільне.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

VIII. Розрахунок розмірних ланцюгів.

 

Для розмірного ланцюга, занесеного на загальний вид редуктора, розрахувати  допуски на лінійні розміри складових  кілець, які б забезпечували сумісність центрів зубчатих колес з точністю, заданою у вигляді допуску замикаючого кільця. Побудувати схему розмірного ланцюга з умовним позначенням кілець та привести в таблиці значення номінальних розмірів і допусків складових кілець визначених засобом одного квалітету.

Вихідні дані: Для редуктора №5 розрахувати допуски на лінійні розміри, які забезпечують суміщення центрів колес з точністю A_Σ =33_-3,5.

Рішення.

8.1. Переносимо з креслення загального виду редуктора задану схему розмірного ланцюга в масштабі і визначаємо номінальні розміри складових кілець.

 

 A₁

                        A₂     A₃        A₄           A₅              A_Σ          A₆       A₇      A₈

Схема розмірного ланцюга

 

Розміри А₃ = А₇ дорівнюють ширині кілець підшипника кочення. Для задано-  го підшипника.

Тому номінальні розміри А₃ = А₇ =15мм.

Розміри А₄ = А₆ =0,2 Ln по завданню.

Тому номінальні розміри А₄ = А₆ = 0,2*66 =13,2 мм.

Номінальні розміри А₅ =A_Σ =66/2 = 33мм.

Розміри А₂ =A₈ відповідають висоті бурта h.

Для підшипника діаметр d= мм, для якого h= мм. Тому номінальні розміри А₂ =A₈=4 мм. Визначаємо номінальній розмір А₁

А₁=А₂ +А₃ + А₄ + А₅ + А_Σ+А₆ +А₇ + А₈= мм.

8.2. Визначаємо збільшуючи та зменшуючи кільця .

А₁ - збільшуюче кільце: n = 1 - кількість збільшуючих кілець.

А₂, А₃, А₄, А₅, А₆, A₇,A₈- зменшуючи кільця; m=7- кількість зменшуючих кілець.

8.3. Визначаємо граничні розміри замикаючого кільця 
A_Σ =

ES=

EI=-

 

 

 

8.4,Визначаємо допуск замикаючого кільця

 

8. 5. Визначаємо середню кількість одиниць допуску для n збільшуючих та m зменшуючих кілець.

 

 

A₁=                 i₁=;

A₂= A₈=               i₂=i₈=;

A₄= A₆=              i₄=i₆=;

A₅=;                  i₅=;

=.

Для ширини кільця підшипнику А₃ = А₇ = одиницю допуску не визначаємо. Визначаємо поле допуску на ширину кільця ТА₃ = ТА₇ = мкм, яку необхідно відняти від допуску вихідного кільця.

 

 

 

8. 6. Визначаємо середній для усіх кілець квалітет по розрахованому значенню а_ср.

Середньому значенню а_ср = відповідає квалітет..

8.7. По знайденому квалітету вибираємо допуски на складаючи кільця. Всім кільцям призначаємо  квалітет.

Таким чином

A₁=;           ТA₁=;

A₂= A₈=;        ТA₂= ТA₈=;

A₃= A₇=;      ТA₃= ТA₇=;

A₄= A₆=;      ТA₄= ТA₆=;

A₅=;            ТA₅=.

8.8. Перевіряємо вірність призначених допусків по рівнянню

 

 

Похибка розраховується у границях 10%. Тобто допуски призначено вірно.

 

 

 

 

 

 

 

 

8. 9. Результати розрахунків заносимо до табл.

Визначення  кільця	Номінальний розмір	Одиниця допуска	Поле допуска	Допуск, Т, мкм	Координатні середини поля допуска	Граничні  відхилення, мкм
						Верхнє  ES	Нижнє EІ
А1
А2
А3
А4
А5
А6=Ах
А7
А8
АΣ
Σ