Выбор и расчет посадок для стандартных изделий

2.1 Определяем диаметры данной резьбы:D = d = 12 мм. Средний и внутренний диаметр определяем в зависимости от шага резьбы: P = 1 мм;

D2 = d2 = d – 1 + 0,350 = 12 – 1 + 0,350 = 11,35 мм

D1 = d1 = d – 2 + 0,917 = 12 – 2 + 0,917 = 10,917 мм

Для болта:                                                 Для гайки:

    d2   es2 = 0 мм                 D 2    ES2 = +0,160 мм                    

           ei2 = -0,118 мм                  EI2 = +0 мм

     d   es = 0 мм                   D1        ES1 = +0,236 мм           

          ei = -0,180 мм                      EI1 = +0 мм

      d1  es1 = 0 мм                D      ES - не нормируется

            ei1 – не нормируется       EI = 0 мм

2.2 Определяем предельные размеры:

Для болта:

d2max  = d2 + es2 = 11,35 + 0 = 11,35 мм;

d2min  = d2 + ei2 = 35,026 + (-0,118) = 34,908 мм;

d1max =  d1+ es1=10,917 + 0 = 10,917 мм;

d1min - не нормируется;

dmax  = d + es = 12 + 0 = 12 мм;

dmin  = d + ei = 12 + (-0,180) = 11,82 мм.

Для гайки:

D2max = D2 + ES2=11,35 + 0,160 = 11,51 мм;

D2min = D2 + EI2=11,35 + 0 = 11,35 мм;

D1max = D1 + ES1=10,917 + 0,236 = 11,153 мм;

D1min =D1 + EI1=10,917 + 0 = 10,917 мм;

Dmax -  не нормируется;

Dmin  = D + EI=12 + 0 = 12 мм.

 

 

3 Выбор посадок для шпоночного  соединения

 

 

     3.1 Определим номинальные размеры шпонки, исходя из того, что диаметр вала d = 30 мм: b ×h = 8×7.

Длину шпонки выбираем из ряда целых чисел (в мм.): 6; 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 500. Принимаем l = 45 мм

3.2 Также по таблице определим глубину шпоночного паза на валу t1 и во втулке t2:

t1 = 4 мм;  t2 = 3.3 мм;

     3.3 Определим размеры с учетом d:

d - t1 = 30 – 4= 26 мм;

d + t2 = 30 + 3.3 = 33.3 мм;

     3.4 Определим фаски для шпонки по данной таблице:

S max = 0.6 мм  S min = 0.4 мм;

Размеры фаски для шпоночных пазов или радиус закругления (там же):

r max = 0.4 мм  r min = 0.25 мм;

     3.5 Стандартом установлены поля допусков по ширине шпонки и шпоночных пазов b для свободного, нормального и плотного соединения Принимаем нормальное соединение:

Поле допуска на ширину шпонки — h9

Поле допуска на ширину паза на валу — N9

Поле допуска на ширину паза на втулке — Js9

Поле допуска на высоту шпонки — h11

Поле допуска на длину шпонки — h14

   3.6 Предельные отклонения для размеров

d - t1 = 26-0.2                          d + t2 = 33.3 +0.2

 

 

4 Выбор и расчет посадок для шлицевого соединения

 

 

      По ГОСТ 1139—80 установлены допуски и посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем зуба для различных способов центрирования.

Дано: 6 × 23 × 26   z × d × D

     4.1 Выбираем центрирование по внутреннему диаметру d, так как предъявляется повышенное требование к совпадению геометрических осей шлицевого вала основного параметра, характеризующего шлицевое соединение, и шлицевой втулки наружного диаметра, и определяем размеры прямобочного шлицевого соединения:

b = 6 мм; с = 0,3 мм;

      4.2 Выбираем поля допусков и посадки для центрирующего диаметра  и размера b:

Из таблицы 4.73, стр. 253[6] следует:

d = 23 H7/f7;

b = 6D9/h9.

    4.3 Выбираем поле допуска для нецентрирующего диаметра D:

D = 26 H12/a11.

Таким образом, получили полное условное обозначение подвижного шлицевого соединения с центрированием по d:

 

d — 6× 23H7/f7 × 26H12/a11 × 6D9/h9.

 

 

5 Расчёт и выбор посадок для соединений с подшипником качения

 

 

     5.1 Определяем основные размеры и параметры подшипника:

D=72мм; d=35 мм; B=17 мм; r=2

5.2 Определяем вид нагружения  наружного и внутреннего колец  подшипника:

Так как вращается вал, а внутреннее кольцо воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения и передает ее последовательно всей посадочной поверхности вала, то внутреннее кольцо имеет циркуляционный вид нагружения.

Наружное кольцо имеет местный вид нагружения, так как оно (кольцо) воспринимает радиальную нагрузку, постоянную по направлению, лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса.

Поле допуска отверстия в корпусе принимаем H7 по таблице 4.93 стр.289[6]

       5.3 Определяем поле допуска для вала, находящегося в соединении с внутренним кольцом. Для этого определяем интенсивность нагрузки по формуле:

  PR= R· kп · F · FА/b,                                                                                           (8)

где R — радиальная реакция опоры на подшипник, кН;

b - рабочая ширина посадочного места, м;

B - ширина подшипника (b = B - 2r , B - ширина подшипника; r - радиус закругления  или ширина фаски кольца подшипника);

kп - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузки до 150%, умеренных толчках и вибрации kп =1.8);

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F = 1, по таблице 4.90, стр.286.[6]);

FА - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору. Значения FА приведены в таблице 4.91, стр286[6]. Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом  FА = 1.

                           b = B – 2r = 17 – 4 = 13 мм = 0,013 мкм;

PR = 6 · 1.8 · 1· 1/0.013= 831 кН/м

        5.4 Принимаем поле допуска вала по таблице 4.76, стр.813[2]: k6

       5.5 Проверим допустимость посадки из условия прочности внутреннего кольца подшипника на разрыв:

   N’min = 13 · R · k / b · 106 = 13 · 6 · 2.8 / 0.013 · 106 = 0,0168мм = 16,8 мкм    

где N’min - наименьший расчетный натяг, обеспечивающий необходимую прочность соединения циркуляционно нагруженного кольца подшипника с валом, мм;

R - наибольшая радиальная нагрузка на подшипник, кН;

k - коэффициент, принимаемый приближенно для подшипников легкой серии - 2.8;средней серии - 2.3; тяжелой - 2;

b - рабочая ширина кольца подшипника (за вычетом фасок), м.

Nср = (Nmax + Nmin)/2 = (81 + 27)/2 = 54 мкм;

Nср > Nmin

54 мкм > 27 мкм.

 

 

6 Определение комплекса контрольных  параметров зубчатого колеса по требованиям к точности его изготовления

 

 

    6.1 Условное обозначение цилиндрической зубчатой передачи Принимаем, исходя из условий работы узла, цилиндрическую передачу со степенью точности 8 по нормам кинематической точности, со степенью 8по нормам плавности, со степенью 8 по нормам контакта зубьев, с видом сопряжения В, видом допуска на боковой зазор b и соответствием между видом сопряжения и классом отклонения межосевого расстояния:

8—В ГОСТ 1643—81.

    6.2 Определим:

m = 2; d = 240 мм; z = d/m = 120мм;

высоту головки зуба ha= m =2 мм;                                                     (9)

высоту ножки зуба hf = 1,25m = 2, 5 мм                                           (10)

    6.3 Определяем показатели, характеризующие кинематическую точность: 
Допуск на радиальное биение зубчатого венца: Fr = 63 мкм.

Допуск на колебание длины общей нормали:     FvW = 50 мкм

     6.4 Определяем показатели, характеризующие плавность работы зубчатого колеса:

fPbr - отношение шага зацепления;

fPtr - отклонение шага.

Предельное отклонение шага и отклонение шага зацепления:

fPt=±22 мкм

fPb = ±21 мкм

    6.5 Суммарное пятно контакта по высоте зуба не менее 40%, а по длине зуба не менее 50% .

     6.6 Определяем показатели, характеризующие боковой зазор:

 Гарантированный боковой зазор (jn min) определяется в зависимости  от  сопряжения В и межосевого расстояния (aw):

jn min= 185мкм,

что соответствует виду сопряжения В и V классу отклонения межосевого расстояния.

Предельное отклонение межосевого расстояния (fа) для вида сопряжения В и V класса отклонения межосевого расстояния:

fа = ±90 мкм;

    6.7 Наименьшее дополнительное смещение исходного контура:

Ehs   = -220 мкм;

 Допуск на смещение исходного контура:  
ТH = 200мкм;

     6.8 Длина общей нормали W и поле допуска на среднюю длину общей нормали:

W = m W1;                                                                                                    (11)

W = 2 ·41.534 = 87.068 мм;

EWm  = EWml + EWmll = -140-18 = -158 мкм,

Допуск на среднюю длину общей нормали TWm = 100 мкм. Наибольшее отклонение средней длины общей нормали (нижнее отклонение):

EWmi  = EWm  + TWm;                                                                                      (12)

EWmi  = -(158 + 100) = -258 мкм;

 

                     -0,158

W = 87,068

                                  -0,258

      6.9 Диаметр вершин зубьев: 

da = d + 2ha= 240+ 2·2 = 244 мм;                                                                   (13)

df = d – 2hf=240-2·2,5=235 мм;                                                                     (14)

     6.10 Определяем радиальное биение наружного диаметра заготовки:

Fda=0.6 · Fr=0,6 · 63;

Fda = 37,8мкм = 0,038 мм;

10. Биение базового торца:

Fт = 20 · d/100;

Fт = 20 · 240/100 = 48 мкм = 0,048 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7 Расчёт размерной цепи методом  максимум-минимум.

 

 

     7.1 Выполним схему размерной цепи:

           А4        А3        А2        А1      А∆             А6

 

 

                                        А5

Рисунок 1 – Схема размерной цепи

Исходные данные расчета:

Звенья	Номинал, мм	Отклонения			Допуск, мм	Увел./Уменьш.
		Верхнее,мм		Нижнее,мм
А1	30(1,56)					Умен.
А2	19(1,31)					Умен.
А3	15	0,000	-0,120		-0,120	Умен.
А3	2(0,55)					Умен.
А5	68(1,86)					Увел.
А6	2(0,55)					Умен.

Замыкающее звено:

А∆max=0,6; А∆min=0;

     7.2 Определяем номинальный размер замыкающего звена по формуле     

     3.2, стр.572[2]:

А∆ = ∑Аiув - ∑Аiум;                                                                                 (15)

 

А∆ = А5– (А1 + А2 + А3 + А4 + А6);

А∆ = 68 – (30 + 19 + 15 + 2 + 2) = 0 мм;

     7.3 Определяем координату середины исходного звена:

 EcА∆ = (ESА∆ + ESА∆)/2∆ = (0,6 + 0) /2 = 0,3 мм = 300 мкм;   

    7.4 Определяем среднюю точность размерной цепи.

По формуле найдем число единиц допуска, содержащихся в допуске исходного звена без учета допусков на стандартные (известные) изделия:

 

             ТА∆ − ∑ТАi изв                                                                                                                                                   а расч =  ———————;                   

              ∑ i2i неизв

                    

                                  600 – 120

 а расч =                                                           = 82,3;

                     1,56+1,31+0,55+1,86+0,55

Найденное число единиц допуска а расч = 82,3 лежит в пределах стандартных значений а расч = 64 (10-й квалитет) и а расч = 100 (11-й квалитет). Отсюда следует, что часть звеньев должна изготавливаться по 10-му квалитету, а часть - по 11-му. При этом следует назначать допуски из предпочтительного квалитета; в данном случае предпочтение отдается 10-му квалитету.

Предельные отклонения на составляющие звенья, кроме размера А2, рекомендуется назначать на размеры, относящиеся к валам - по h, относящиеся к отверстиям - по Н; на остальные - ±IT/2 то есть симметричные предельные отклонения

Звено	Номинал	Отклонения, мм	Координата середины поля допуска	Допуск, мм
А1	30h10	-0,084	-0,042	0,084
А4	2h10	-0,040	-0,020	0,040
А2	19h10	-0,084	-0,042	0,084
А6	2h10	-0,040	-0,020	0,040