Расчет и выбор посадок и допусков

Принимаем: IT9=62 мкм.

Выбираем  стандартную посадку с натягом  в системе отверстия ЕСПД, соблюдая условия N_{max прин}≤[N_max]; N_{min прин}>[N_min]

Данному условию соответствует посадка Ø50 H7/u7.

Вычерчиваем схему полей допусков (СПД):

Эскизы вала, отверстия и соединения

5. Гладкие цилиндрические соединения Посадки переходные.

ЕСДП предусматривает для размеров от 1 до 500 мм 13 рекомендуемых посадок в системе отверстия и 6 – в системе вала. Рекомендуемые посадки с натягом могут быть разделены на три группы: тяжелые и особо тяжелые, средние и легкие посадки. К первой группе относятся посадки H/u, H/x, H/z. Они характеризуются значительным гарантированным натягом и предназначены для пере-дачи больших усилий и крутящих моментов в тяжелых условиях работы без дополнительного крепления. Посадки этой группы принимаются по аналогии с использованием 7–го и 8–го квалитетов. После сборки узлы с этими посадками проверяются экспериментально. К этой группе относятся посадки: H7/u7, H8/u8, H8/x8, H8/z8, U8/h7. Ко второй группе (средние посадки) относятся посадки H/r, Н/s, H/t и аналогичные посадки в системе вала. Эти посадки гарантируют получение натяга средней величины. Соединения с указанными посадками передают значительные крутящие моменты и усилия без дополнительного крепле-ния. В системе отверстия таких посадок семь: H6/r5; H7/r6; H6/s5; H7/s6; H7/s7; H8/s7; H7/t6, в системе вала – три: R7/h6; S7/h6; T7/h6. К третьей группе (легкие посадки) относятся посадки H/p: H7/p6, P7/h6, H6/p5, P6/h5. Эти посадки обеспечивают минимально гарантированный натяг и применяются для соединения тонкостенных деталей при передаче небольших.

 

Дано два варианта задачи:

• Ø150

D = 150 мм

ES = 40 мкм

EI = 0 мкм

es = 12,5 мкм

ei = -125 мкм

 

СПД переходной посадки Ø150

Допуски вала и отверстия:

TD= 40 мкм

Td = 25 мкм

 Рассчитываем Nmax, Nmin, Nc:

N_MAX =es-EI = 12,5-0 = 12,5 мкм

N_MIN = ei – ES =  -40 – 12,5 = -52,5 мкм

Nc=(Nmax+Nmin)/2=-20

Определяем  среднее квадратичное отклонение натяга:

Определяем  предел интегрирования:

Определяем  функцию Ф(z) для z=-2,54:

Ф(z)=0,4945

Рассчитываем  вероятность натягов и зазоров  при z>0:

P^'_N=0,5+ Ф(z)=0,5+0,4945=0,9945

P^'_S=0,5- Ф(z)=0,5-0,4945=0,0055

Определяем  процент натягов и зазоров:

P_N= P^'_N∙100=0,9945∙100=99,45%

P_S= 100-99,45=0,55%

Изобразим кривую Гаусса для рассчитанного  в примере диапозона натягов и зазоров:

Эскизы вала, отверстия и соединения

• Ø360

D = 360 мм

ES = 36 мкм

EI = 0 мкм

es = 139 мкм

ei = 114 мкм

СПД переходной посадки Ø360

Допуски вала и отверстия:

TD= 36 мкм

Td = 25 мкм

 Рассчитываем Nmax, Nmin, Nc:

N_MAX =es-EI = 139-0= 139 мкм

N_MIN = ei – ES =114-36 =78 мкм

Nc=(Nmax+Nmin)/2=-108,5

Определяем  среднее квадратичное отклонение натяга:

Определяем  функцию Ф(z) для z:

Ф(z)=0,5

Рассчитываем  вероятность натягов и зазоров  при z>0:

P^'_N=0,5+ Ф(z)=0,5+0,5=1

P^'_S=0,5- Ф(z)=0,5-0,5=0

Определяем  процент натягов и зазоров:

P_N= P^'_N∙100=1∙100=100%

P_S=0%

Изобразим кривую Гаусса для рассчитанного  в примере диапозона натягов и зазоров:

Эскизы вала, отверстия и соединения

6. Подипники качения. Расчет, выбор и назначение допусков и посадок на детали сопряжения в подшипниковых узлах.

Основными размерами подшипников  качения являются (ГОСТ 520-89): D – наружный диаметр наружного кольца; d – диаметр отверстия внутреннего кольца; B – ширина подшипника. Подшипники качения подразделяются на 6 классов точности (ГОСТ 520-89): 0, 6, 5, 4, 2, Т (указаны в порядке повышения точности). В общем машиностроении применяют подшипники классов точности 0 и 6. При повышенных требованиях к точности вращения вала (шпиндели точных станков и приборов) назначают 6-й и 5-й классы точности, для высокоскоростных станков – повышенной, высокой и особо высокой точности (шлифовальные станки и др.) назначают 5-й, 4-й и 2-й классы точности подшипников и класс точности Т. В зависимости от формы тел качения различают подшипники шари-ковые и роликовые. По способности воспринимать нагрузку подшипники подразделяются на радиальные, радиально-упорные и упорные. По числу рядов тел качения подшипники делятся на одно-, двух- и четырехрядные. В зависимости от соотношений основных размеров подшипники делятся на серии: особо легкую, легкую, среднюю, тяжелую.

 

 

Исходные данные:

Характер нагружения	вращающийся вал
Класс точности	2
Радиальная реакция в опорах, Fr	46 кН
Перегрузка	100%
Диаметр внутреннего кольца, d	95 мм
Диаметр внешнего кольца, D	170 мм
Ширина подшипника, B	32 мм

Эскиз подшипника

 

Выбор посадок  зависит от вида нагружения колец подшипника: так как вращается вал, то наружное кольцо испытывает местное нагружение, а внутреннее - циркуляционное. Для соединения наружного кольца с корпусом при местном виде нагружения, перегрузке 100% и неразъёмном корпусе с отверстием под подшипник Ø170 по таблице выбираем посадку Ø170P7

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

P_r=(F_r/b)∙K₁∙K₂∙K₃;

где K₁ – динамический коэффициент посадки;

 K₂ – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга;

 K₃ – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения.

B-2∙r=32-2*3=26 мм;

P_r=(46∙10³/26)∙1∙1∙1,8=3,312∙10³=3375 кН/м.

Для соединения внутреннего кольца подшипника с  валом из таблицы выбираем поле допуска  – Ø95n5.

Определяем  максимальный натяг:

N_max=38-(-5)=43 мм

Определяем  минимальный натяг:

N_min=23-0=23 мм

Определяем  средний натяг:

N_ср=( N_max+ N_min)/2=(43+23)/2=33 мм

Выбираем  посадку корпуса F5, т.к. S_cр≥N_ср (55,5>33).

Предельные  отклонения для обработки отверстия  в корпусе Ø170F5 и вала Ø95n5:

отверстие Ø170F5

вал Ø95n5

Отклонения  для колец подшипника:

наружное  кольцо: Ø170_-0,007

внутреннее  кольцо: Ø95_-0,005

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

Ø170F5

Ø95n5

Проверим, чтобы максимальный натяг посадки  не превышал значения, допускаемого прочность  кольца ([σ] = 400 МПа – допускаемое  натяжение на растяжение)

 Проверим, чтобы минимальный натяг посадки не превышал значения, допускаемого прочность кольца ([σ] = 400 МПа – допускаемое натяжение

на растяжение)

СПД подшипника, вала и отверстия

 

 

Эскиз соединения

 

Эскизы элементов соединения

7. Шлицевые прямобочные соединения.

 Шлицевые соединения применяют при передаче больших крутящих моментов и высоких требованиях к соосности соединяемых деталей. По форме боковых поверхностей зубьев различают три основных типа шли-цевых соединений: прямобочные, эвольвентные и треугольные. Наибольшее распространение в машиностроении получили прямо-бочные шлицевые соединения (80 %). Соединения с прямобочным профилем стандартизованы ГОСТ 1139-80, СТ СЭВ 6844-89. Номинальными размерами шлицевого прямобочного соединения являются.

 

Исходные  данные:

Число шлицев, z	6
Внешний диаметр, D	20

Табличные данные, необходимые для решения задачи:

Внутренний диаметр, d	16 мм
Ширина зуба, b	4 мм

Эскиз шлицевого соединения

Центрируем  по наружному диаметру, т.к в данное соединение применяют для передачи больших крутящих моментов, для точного центрирования и точного направления ступицы при ее осевом перемещении по валу.

 По таблице  ГОСТ 25347 (Ст СЭВ 144-75) находим предельные отклонения на параметры:

для втулки:

для вала:

Эскиз шлицевого вала

СПД на размер d

Эскиз шлицевой втулки

 

 

 

СПД на размер D

Эскиз шлицевого соединения

 

 

 

СПД на размер b

8. Геометрическая точность деталей. Допуски формы и расположения поверхностей. Шероховатость поверхностей.

Отверстие: Ø170F5  Вал: Ø95n5

Типы подшипников которые будут установлены на концы вала и в корпусе, известны; это шариковые радиальные 5-10 класса точности с размерами колец подшипника:

Для левой: d=95; D=170

Для правой: d=95; D=170

Вал вращающийся  в подшипниках качения установленных  на участках А и В корпус не подвижен.

Для d=95 сопряженным подшипником 5го класса точности равным 2,5 мкм. Принимаем допуск круглости Tкргул=2,5мкм и допуск профиля продольного сечения Tпроф=2,5мкм=0,0025 мм.

Допуск торцевого  биения заплечика вала при d=95 равен 10мкм=0,010мм; допуск торцевого биения заплечика в отверстии корпуса для D=170 5-го класса точности равен 12мкм=0,012мм.

Шероховатость поверхностей под подшипники качения  с выше упомянутыми параметрами  принимается равной:

Для валов: Ra=1,25

Для отверстий  корпусов: Ra=0,63

Для торцов заплечиков: Ra=1,25

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

В результате выполнения данной курсовой работы были   рассчитаны и определены:

- посадки  для различных соединений;

- вероятность  натягов и зазоров;

- исполнительные  размеры гладких калибров;

- посадки  подшипников в зависимости от  условий        эксплуатации;

- посадки  и методы центрирования шлицевых  соединений;

- степень  точности зубчатых пар и контролирующее       параметров;

- размерная  цепь для обеспечения размера  заданного замыкающего звена  методом полной взаимозаменяемости  и теоретико-вероятностным методом;

- основные  размеры и предельные отклонения  резьбовых   соединений;

- вид  шпоночного соединения и его  параметры.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы:

 

1.  Допуски и посадки: справочник. В 2-х томах/ под ред. В.Д.Мягкова. – 6-е издание. – СПб.: Машиностроение, 1983.-448 с.
2. Расчет и выбор допусков  и посадок для типовых соединений деталей в узлах машин: учеб. Пособие/Н. А. Кутний. – Хабаровск: Изд-во Тихоокеан. гос. ун-та, 2010. – 266с.
3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие.-Изд. 2-е, перераб. И доп. – Калининград: Янтар. сказ, 2004.-454с.