Посадка гладких цилиндрических соединений

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра сопротивления материалов и детали машин

КУРСОВАЯ РАБОТА

ПО ОСНОВАМ СТАНДАРТИЗАЦИИ И ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТИ

Выполнил: студент 3 курса

129М группы

Лойко И.А.

Руководитель: Сашко К.В.

Минск 2005

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Выбор посадок методом подобия

1.1 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений

1.2 Выбор посадок для шпоночного соединения

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений с прямым профилем зуба

2. Выбор посадок расчётным методом

2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом

2.2 Расчёт наименьшего, функционального натяга

3. Расчёт и выбор посадок подшипников качения

4. Расчёт линейных размерных цепей

4.1 Расчёт размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

Заключение

ВВЕДЕНИЕ

Повышение качества машин, приборов и других изделий, их надежности, долговечности и эффективности возможно только путем тесной интеграции работ по стандартизации, взаимозаменяемости и метрологии, которые оказывают решающее влияние на повышение производительности снижения себестоимости, формирование качества изделия на всех стадиях производства, начиная с проектирования, изготовления и заканчивая эксплуатацией, ремонтом и хранением изделий. Для обеспечения широкой стандартизации, унификации, взаимозаменяемости в международном масштабе разработана комплексная программа дальнейшего углубления и совершенствования сотрудничества и развития интеграции стран СЭВ.

Важнейшее вещество совокупности изделий взаимозаменяемости в значительной мере определяет технико-экономический эффект, получаемых в эксплуатации современных технических устройств.

Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что она связывает воедино целое конструктирование, технологию производств и контроль изделий в любой отрасли промышленности.

Вот почему комплекс глубоких знаний и определенных навыков в области стандартизации норм точности является необходимой составной частью профессиональной подготовки инженера-механика.

1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

Для гладких цилиндрических соединений, расположенных на промежуточном валу, обосновать выбор системы, посадок, квалитетов. Для всех соединений на валу определить предельные отклонения, рассчитать предельные размеры, допуски, зазоры (натяги), допуски посадок, назначить шероховатость сопрягаемых поверхностей и допуски формы.

Вычертить рабочий чертеж вала, чертеж сборочной единицы, проставить посадки. Выбрать средства измерения. Вычертить схему расположения полей допусков.

Определяем силовые факторы, действующие на вал:

Крутящий момент на валу:

T = 9550Pв / n = 9550 * 4/ 80 = 477,5 Hм,

где Рв - мощность на выходном валу редуктора, кВт ;

n - частота вращения вала, об / мин.

Определяем диаметр вала под ступицей зубчатого колеса по пониженным допускаемым напряжениям кручения - стр. 299 [1]

d = = мм,

где [ф] = 35 Мпа - допускаемые напряжения кручения.

Принимаем значение диаметра из стандартного ряда предпочтительных чисел стр. 34[2],с учетом ослабления поперечного сечения выходного конца шпоночным пазом равным: d = 42мм.

Определяем масштабный коэффициент: м = 42 / 7 = 6.

Определяем длины шпонок, установленных на валу. Из условия прочности боковых граней призматических шпонок на смятие находим рабочую длину шпонки:

где d - диаметр вала под ступицу (d=53 мм);

h - высота шпонки, h=10мм ;

t₁ - глубина паза вала;

[у_см] - допускаемые напряжения смятия для материала вала (для стали [у_см]=60…100 МПа).

Общая длина шпонки со скругленными концами

L=l_p+b

Длина шпонки на выходном конце вала:

L_p= мм,

l=84,2+12=96,2 мм.

Принимаем длину 100 мм.

Длина шпонки под ступицу зубчатого колеса:

L_p= мм,

l=50+16=66 мм.

Принимаем длину шпонки 67 мм.

Определяем усилия, действующие в зацеплении:

В зацеплении действуют:

Окружное усилие стр.279[1]:

F_t= 2T / d2 = (2•477,5•1000) / 150 = 6367 H

где d₂ - делительный диаметр колеса тихоходной ступени:

d1 = (z₂ • m)/cosв = 75•2 = 150 мм,

m - модуль зацепления тихоходной ступени.

Радиальное усилие стр.281[1]:

F_r = F_t • tg б / cos в = 6367•0,3664/ cos 0? = 2317,6 H,

где б - угол зацепления в нормальном сечении; б= 20?;

в - угол наклона зубьев, в=0.

Осевое усилие в зацеплении:

F_a= F_t•tgв= 0 H

На выходной конец вала действует усилие от неточности монтажа:

F_m=(0,2/0,3)•F_tm,

где F_tm - окружная сила муфты.

Так как в задании тип муфты отсутствует, то принимаем фланцевую муфту, для которой

F_tm= 2T/d₁= (2•477,5•1000)/ 110= 8681,8 H,

где d₁ - диаметр окружности расположения болтов для соединительного диаметра.

F_m= 0,25•8681,8= 2170,5 H.

Определяем реакции опор. Строим схему сил, действующих на вал:



Плоскость YZ

?M_A = 0

F_m•111-F_r•82,5 + R_BY•231=0,

R_BY= (F_r•82,5 - F_m•111) / 231= (2317,6•82,5 - 2170,5•111) / 231= -215 H,

?F_Y = 0

F_m - R_BY + F_r - R_AY=0,

R_AY= F_m - R_BY + F_r= 2170,5 + 215 + 2317,6= 4273 H,

Плоскость XZ

?M_A = 0

F_t•82,5 - R_BX •231= 0,

R_BX= F_t•82,5/231= 2274 H,

?F_X = 0

R_AX + R_BX - F_t= 0,

R_AX= F_t - R_BX= 6367 - 2274= 4093 H.

Определяем суммарные реакции опор:

H.

Определяем тип подшипников установленных на валу.

Определяем отношение

?F_A / R = 0 <0,3,

где ?F_A - осевое усилие в зацеплении.

Выбираем шариковые радиальные подшипники средней серии 309, т.к. осевое усилие не действует.

Назначаем и обосновываем посадки для соединений, расположенных на валу (результаты сводим в таблицу 1.1).

Таблица 1.1 - Посадки, допуски и шероховатости для соединений и деталей, расположенных на промежуточном валу.

Наименование соединений	Посадки	Допуски формы и расположения поверхностей,	Шероховатость	Примечание
Ступица зубчатого колеса-вал Ступица Вал	Ш53 H7/k6 С.322[2] Ш53H7 Ш 53 k 6	Т /o/ = 10 табл.2.18, стр.393[2] Т© = 60 табл.2.40, стр.443[2] T /o/ = 6 табл.2.18, cтр. 393[2] Т© = 40 табл.2.40 cтр.443[2]	Ra = 1.25 Ra = 0.8	Переходная посадка в системе отверстия Нормальный уровень относительной геометрической точности (А). Нормальный уровень относительной геометрической точности (А)
Крышка - отверстие в корпусе крышка Отверстие в корпусе	Ш100 H7/d9 Ш 100 d9 Ш 100 H7	Т /o/ = 25 Табл. 2.18, стр. 393 [2] Согласно требованиям под наружное кольцо подшипника	Ra = 1.25 Согласно требованиям под наружное кольцо подшипника	H11/d11 c.317[2] Нормальный уровень относительной геометрической точности (А)
Вал выходной	Ш42 k6	Т /o/ = 5 табл.2.18, стр. 393[2]	Ra = 0.8	Относительной геометрической точности (А).
Вал под манжетой	Ш45 k6	В пределах допуска на размер	Ra = 0.4
Внутреннее кольцо подшипника-вал вал внутреннее кольцо подшипника	Ш 45 L0/js6 Ш 45 js6 Ш 45 L0	Т /o/ =5 табл.2.18, cтр. 393[2] Т© = 30 табл.2.40, стр.443[2] Т /o/ =5 табл.2.18, cтр. 393[2] Т© =30 табл.2.40, стр.443[2] Обеспечивает завод изготовитель	Обеспечивает завод изготовитель Ra = 1.25	Посадка под циркуляционное нагруженное кольцо. Класс точности подшипника 0.В зависимости от допустимого угла взаимного перекоса колец
Наружное кольцо подшипника - отверстие в корпус отверстие в корпусе наружное кольцо	Ш100H7/l0 cтр.272[2] Ш 100 H7 Ш 100 l0	Т/o/ = 10 стр.288[2] Т© = 60	Ra = 1.25 Обеспечивает завод изготовитель	Посадка под местно нагруженное кольцо Класс точности подшипника 0.В зависимости от допустимого угла взаимного перекоса колец Обеспечивает завод изготовитель

Выбор средств измерения.

По таблице П41 и П42 /3/ выбираем приборы для измерения вала и отверстия, удовлетворяющие условию ддин. Выбранные средства измерения представлены в таблице 1.2

где д - допускаемая погрешность измерения, зависящая от допуска измеряемого изделия,

д_ИН - предельная погрешность средств измерения.

Таблица 1.2 - Объекты измерения и метрологические характеристики выбранных средств измерения

Объект измерения	Т, мкм	д, мкм	дин, мкм	Средства измерения	Условия измерения
Отверстие Ш 53 H 7	30	9	5,5	Нутромер индикаторный с ценой деления отсчетного устройства 0,001 мм	1.Используемое перемещение измерительного стержня 0.1мм 2.Средства установки - концевые меры 1-го класса 3.Режим температурный 3°С
Вал Ш53 k 6	19	5	5	Скоба рычажная с ценой деления 0,002мм	1.Настройка по концевым мерам 3-го класса 2.Скоба при работе находится в стойке 3.Режим температурный 5°C. 4.Контакт - любой

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

посадка промежуточный вал допуск

Для шпоночного соединения (ступица зубчатого колеса - вал), исходя из его назначения и вида обосновать выбор посадок, определить предельные отклонения, назначить допуски расположения и шероховатость сопрягаемых поверхностей. Назначить поля допусков и предельные отклонения на сопрягаемые размеры. Построить схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения.

Решение.

Принимаем шпоночное призматическое соединение. Так как шпоночное соединение предназначено для передачи достаточно большого крутящего момента (Т = 477,5 Hм) и не требует частых разборок, то применяем плотный вид шпоночного соединения. Для соединения шестерни с валом в задании 1.1 приняты поля допусков: ступица - Ш53 H7, вал - Ш53 k6.

Форма и размеры элементов шпоночного соединения, зависящие от условий его работы и диаметра вала, стандартизованы.

Определяем по ГОСТу 23360-78 номинальные размеры деталей шпоночного соединения: b =16мм, h = 10мм, l_P= 50мм, t₁= 6 мм, d -t₁=53 - 6=47мм, t₂ = 43мм, d + t₂ = 53 + 4,3=57,3мм. Выбираем по табл. П66 /3/ посадки по b и для соединений: паз вала - шпонка - 16P9/h9; паз втулки - шпонка 16 P9/h9.Определяем по ГОСТу 2534747-82 предельные отклонения размеров шпоночного соединения и рассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения, их допуски предельные зазоры и натяги. Полученные результаты сводим в таблицу 1.3.

Таблица 1.3 - Размерные характеристики шпоночного соединения

Наименование Размера	Номинальный размер, мм	Поле допуска	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм	Допуск размера Т, мм
			верхнее	нижнее	max	min
Ширина шпонки	16	h 9	0	- 0,043	16	15,957	0,043
Высота шпонки	10	h 11	0	- 0,090	10	9,91	0,09
Ширина паза вала	16	P 9	- 0,018	- 0,061	15,982	15,939	0,043
Глубина паза вала	6	_	+0,10	0	6,1	6	0,10
Ширина паза втулки	16	P 9	- 0,018	- 0,061	15,982	15,939	0,043
Глубина паза втулки	4,3	_	+0,1	0	4,4	4,3	0,1
Длина шпонки	67	h 14	0	- 0,740	67	66,26	0,74
Длина паза вала	67	H 15	+1,2	0	68,2	67	1,2
Шпонка-паз вала	16	P9/h 9	0,025	-	0,061	-	0,086
Шпонка-паз втулки	16	P9/h 9	0,025	-	0,061	-	0,086

Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки, вала и втулки R_a = 3,2 мкм, а несопрягаемых поверхностей - R_a= 6,3мкм. Выбираем по (2) экономические методы окончательной обработки деталей соединения: шпонка-шлифование плоское получистовое; паз вала - фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки - протягивание чистовое.

Эскизы плотного шпоночного соединения, его деталей, схема расположения полей допусков на размер b приведены дальше. Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, в пределах которого находятся как отклонения ширины паза, так и отклонения его расположения (2). Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами.

На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производят с помощью предельных калибров.

Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза (d + t₂) контролируют пробкой со ступенчатым выступом. Глубину паза вала t₁ проверяют кольцевыми калибрами глубиномерами; симметричность расположения паза относительно осевой плоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой, а у вала - накладной призмой с контрольным стержнем.

При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерения, так и калибры. Из большого числа размеров шпоночного соединения за счет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать универсальные средства измерения, а при восстановлении желательно применять предельные калибры.

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо - вал назначить шлицевое соединение зубчатое колесо - вал. Обосновать выбор метода центрирования, системы, посадок. Определить предельные отклонения выбранных полей допусков центрирующих и не центрирующих параметров. Построить схемы расположения полей допусков. Вычертить эскизы шлицевого соединения и его деталей в поперечном сечении, показать их условные обозначения. Назначить шероховатости поверхностей деталей шлицевого соединения. Обосновать выбор средств измерения для комплексного и поэлементного контроля деталей соединения.

Решение:

Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилем. Определяем серию шлицевого соединения. Из условия прочности расчета на смятие [1, стр. 51]:

,

где [S_F] - суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала мм³/ мм ;

l - длина шлицевого соединения, равна длине ступицы зубчатого колеса

l = 120мм;

[у_СМ] - допускаемые напряжения смятия для материала вала (для стали

[у_СМ] = 40 МПа).

Определяем [ S_F]:

мм³/мм.

Применяем шлицевое прямобочное соединение средней серии таблице 4.5 стр. 60[1] (zxdxD = 8x52x58) для которого [S_F] = 440 мм³ /мм.

Так как заданное шлицевое соединение неподвижное, передача не реверсируемая, то такие условия не требуют точного центрирования втулки относительно вала. Перечисленные особенности заданного шлицевого соединения определяют способ его центрирования по наружному диаметру - D. По таблице 4.71 (3, ч.2 c.250) определяем серию и размер b прямобочного шлицевого соединения. Поля допусков и посадки для размеров b и D выбираем по таблице 4.73 (3, ч.2 c.253). Поля допусков не центрирующего диаметра - d выбираем по таблице 4.75 (3, ч.2 c.253). Окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей назначаем по таблице 2.66 (3, ч.1 c.517). Результаты выбора посадок, окончательного механического метода обработки и шероховатости поверхностей деталей сводим в таблице 1.4.

Таблица 1.4 - Поля допусков, виды обработки и шероховатость деталей шлицевого соединения D-8x52x58 H7/f7 x 10F8/10f8

Параметр	Поле допуска	Верхнее отклонение, мм	Нижнее отклонение, мм	Способ окончательной обработки	Шероховатость мкм
Центрирующие параметры отверстие вал	Ш 58 H7 Ш 58 f7	+ 0,030 - 0,030	0 - 0.060	Протягивание чистовое Шлифование чистовое	1,25 1,25
Ширина впадины отверстия	10 F8	+ 0,035	+ 0,013	Протягивание чистовое	1,25
Толщина зуба вала	10 f8	- 0,013	- 0,035	Шлицестрогание	1,25
Не центрирующие параметры отверстие вал	Ш 52 H11 Ш 52	+ 0,190 0	0 -2,3	Зенкерование Чистовое Шлицестрогание	5 5

Рассчитаем предельные зазоры по центрирующим параметрам:

По размеру D:

S_max = ES - ei = + 0,030 - (-0,060) = 0,090 мм.

S_min = EI - es = 0 - (- 0,030) = 0,030 мм.

По размеру b:

S_max = ES - ei = 0,035 - (- 0,035) = 0,070 мм.

S_min = EI - es = 0,013 - (0,013) = 0,026 мм.

Рассчитаем предельные зазоры по центрирующему параметру d:

S_max = ES - ei = 0,19 - (-2,3 ) = 2,49 мм.

S_min = EI - es = 0 мм.

Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения. Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков, назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении, контролируют в условном обозначении, контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.

2. ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ

2.1 Расчет и выбор посадок с натягом

Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо - вал рассчитать и выбрать посадку с натягом. Построить схему расположения полей допусков деталей сопряжения. Вычертить эскизы сопряжения и его деталей и указать посадку, предельные отклонения размеров , шероховатость сопрягаемых поверхностей.

Решение.

Согласно задания заменяем шпоночное соединение соединением с натягом. Передаваемый крутящий момент Т= 477,5 Hм, диаметр вала d= 53 мм, наружный диаметр ступицы D= 1,6 • d= 1,6 • 53 = 84,8 мм стр.165[1].

Расчет функционального наибольшего натяга.

Определяем величину наибольшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей:

втулки

P_доп ? 0,58 у_mD [ 1 - ( d / D )² ] = 0,58•350•[ 1- ( 53 / 84,8 )² ] = 123,7 МПа,

вала

p_доп ? 0,58 у_md [ 1 - ( d₁ / d )² ] = 0,58•350• [ 1 - ( 0 / 53 )² ] = 203 МПа,

(d₁ = 0 так как вал сплошной)

где у_md - предел текучести материала деталей при растяжении.

Согласно теории наибольших касательных напряжений, наиболее близко соответствующей экспериментальным данным, условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности втулки. Для снижения пластических деформаций берется наименьшее из двух значений P_доп = 123,7 МПа.

Наибольший расчетный натяг, при котором возникает наибольшее допускаемое давление p_доп, находят по формуле:

N_{max доп} = p_{доп d} ( С_D /E_D + С_d / E_d) = 123,7•0,053•10⁶•( 2,6 + 0,7)/ 2•10¹¹ =108 мкм.

Значение коэффициентов Ляме (коэффициент жесткости деталей):

С_D = [1+(d/D)²] / [1- (d/D)²] + µ = [1+(53/84,8)²] / [1-(53/84,8)] +0,3 = 2,6,

C_d = [1+(d1/d)²] / [1- (d1/d)²] - µ =[1+(0/45)²] / [1-(0/45)²] - 0,3 = 0,7,

где: µ - коэффициент Пуассона, для стали µ = 0,3;

E - модуль упругости для материалов деталей, входящих в соединение (для стали Е = 2•10¹¹ H/м² таблица 1.06 стр.335 [2] ).

Определяем величину функционального наибольшего натяга с учетом смятия микронеровностей:

N_{max F} = N_{max доп} + u= 108 + 12,5 = 120,5 мкм,

где u - поправка на смятие микронеровностей (для стальных деталей)

u = 2k (R_aD + R_ad) = 5•( 1,25+1,25 ) = 12,5 мкм.

Расчет функционального наименьшего натяга.

Определяем величину наименьшего допустимого давления на сопряженных поверхностях деталей:

P_min = 2T / (рd²lf₁ ) = 2•477,5 / ( 3,14•0,053² •0,067•0,1 ) = 15,1 МПа.

Определяем величину наименьшего функционального натяга:

N_{min расч} = P_min d [(C_D / E_D) + (C_d / E_d)] =15,1•10⁶•0,053• (0,7 + 2,6) / 2•10¹¹=13,2мкм

Определяем величину наименьшего функционального натяга:

N_{min F} = N_{min расч} + u = 13,2 + 12,5 =25,7 мкм.

Выбор посадки. По функциональным предельным натягам (N_maxF, N_{min F}) выбирается посадка, удовлетворяющая условиям:

N_{max T}? N_{max F} на величину запаса прочности соединения при сборке (технологический запас прочности), т.е.

N_з.с. = N_maxF - N_maxT

N_{min T} > N_{min F} на величину запаса прочности соединения при эксплуатации, т.е.:

N_з.е. = N_minT - N_minF.

N_з.е. > N_з.с., т.к. запас прочности деталей при сборке N_з.с. нужен только для случая возможного понижения прочности материала деталей и повышения усилий запрессовки из-за возможных перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры.

Посадка выбирается в системе отверстия из числа предпочтительных или рекомендуемых ГОСТ 25347-82.

По таблице 1.49(/2/ч.1, стр. 156) выбираем посадку ш53 H7/u7 у которой

N_maxT = 117 мкм, N_minT = 57мкм.

N_з.с. = N_maxF - N_maxT = 120,5 - 117= 3,5 мкм.

N_з.е. = N_minT - N_minF = 57 - 25,7 = 31,3 мкм.

Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки

К_т = (N_maxT - N_minF ) / T_N = ( 117 -31,3) / 78 = 1,1 > 1.

K_Т = 1…2.

Следовательно, посадка выбрана верно.

Вычерчиваем схему расположения полей допусков и эскизы соединения и его деталей с нанесением соответствующих размеров и обозначений.

3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

1 Для подшипникового узла (тихоходный вал) выбрать и обосновать класс точности подшипника качения.

2 Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца.

3 Рассчитать по заданной величине радиальной нагрузки и выбрать посадку для циркуляционно нагруженного кольца.

4 Выбрать и обосновать посадку местно или колебательно нагруженного кольца.

5 Рассчитать предельные размеры деталей подшипникового узла, предельные и средние натяги и зазоры в сопряжениях.

6 Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей.

7 Выполнить проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или в корпус с натягом.

8 Определить шероховатость и допускаемые отклонения формы и положения посадочных и опорных торцовых поверхностей заплечиков вала и отверстия корпуса.

9 Определить допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса.

10 Обозначить посадки подшипников качения на чертеже.

11 Вычертить эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров, формы, расположения, шероховатости посадочных и опорных торцовых поверхностей.

Решение.

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику. Это подшипник А (правая опора). R_а =5,917 кH подшипник № 309 .

1 Учитывая, что редуктор нельзя отнести к разряду высокоскоростных, принимаем класс точности подшипников 0 .

2 По таблице 4.88 (/2/ ч.2, с.284) и чертежу узла устанавливаем вид нагружения внутреннего и наружного кольца. Вал вращается, а корпус неподвижен, следовательно, внутреннее кольцо - циркуляционно нагруженное, а наружное - местно.

3 Выбор поля допуска цапфы вала, сопрягаемого с циркуляционно нагруженным внутренним кольцом подшипника, производим по интенсивности радиальной нагрузки.

Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле:

В=25-2,5=0,02м

P_R = R/ b К₁К₂ К₃ = 5,917/0,020•1•1•1 = 295,85 кH/м

Допускаемые значения P_R, подсчитанные по средним значениям посадочных натягов, приведены в таблице 4.92/2/ ч.2, стр.287. Заданным условиям соответствует поле допуска цапфы ш45 js6.

4 Методом аналогии по таблице 4.89, 4.93, 4.94 /4/ ч.2, стр. 285 - 289 выбираем допуск наружного кольца подшипника - ш100 Н7.

5 Определяем по ГОСТ 520-89 предельные отклонения средних диаметров колец подшипника качения: наружного D = 100мм (es = 0, ei = - 0,015 мм), внутреннего d = 45 мм (ES = 0, EI = - 0,012 мм).

По ГОСТ 25347 - 89 определяем предельные отклонения вала:

ш45 js6 es = 8 мкм, ei = -8 мкм;

отверстия в корпусе: Ш100H7 ES = 35мкм, EI =0 .

В таблице 3.1 приведены результаты выбора посадок подшипника № 308 для заданных условий работы.

Таблица 3.1 - Поля допусков сопряжений внутреннее кольцо - вал и наружное кольцо подшипника - отверстие в корпусе

Внутреннее кольцо подшипника	Вал	Наружное кольцо подшипника	Отверстие в корпусе
Ш45 L0	Ш45 js6	Ш100 l0	Ш100 H7

В соединении наружного кольца подшипника с корпусом имеем:

S_max = ES- ei = 35 - ( -15) = 50 мкм,

S_min = EI - es = 0,

S_m = (S_max + S_min)/ 2 =25 мкм.

В соединении внутреннего кольца с валом имеем:

N_max = es - EI = 8 - ( -12) = 20 мкм,

N_min = ei - ES = -8 - 0 = -8 мкм,

N_m = (N_max + N_min)/2 = 6 мкм.

6 Строим схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей.

7 Выполним проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или в корпус с натягом.

По табл.4.61/3/ определяем предельные значения зазоров в подшипнике: G_rmin = 6мкм, G_rmax = 20 мкм, G_rm = 13 мкм

Вычисляем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца. Для этого определяем приведенный диаметр внутреннего кольца:

d₀ = d + (D - d) / 4 = 45 + (100- 45) / 4 = 58,75 мм.

Действительный натяг:

N_e ? 0,85 N_max = 0,85•20 = 17 мкм.

Диаметральная деформация дорожки качения циркуляционно нагруженного внутреннего кольца:

?d₁ = N_e d / d₀ = 17 • 45 / 58,75 = 13 мкм.

Посадочный зазор определяем по формуле:

G_r = G_rm - ?d₁ = 14,5 - 13 = 1,5 мкм.

При намеченной посадке после установки подшипника на вал сохраняется радиальный зазор.

8 Шероховатость поверхностей вала и отверстия в корпусе выбираем по таблица 4.95/2/ ч.2, стр.296: R_ad = 1,25мкм, R_aD =2,5 мкм, торцов заплечиков вала и отверстия Ra = 2,5 мкм.

Для достижения выбранной шероховатости и степени точности посадочных поверхностей целесообразно принять каленый вал, обработанный чистовым шлифованием, а отверстие в корпусе тонким растачиванием /2/.

9 Определим допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса. В приложении 7 ГОСТ 3325-85 приведены числовые значения допусков соосности посадочных поверхностей вала и корпуса при длине посадочного места В1 = 10мм. При другой длине посадочного места В2 для получения этих допусков следует табличные значения умножать на В2/10. Тогда допуск соосности поверхностей вала составит Т_©= 4• В2/10 = 4•25/10 = 10мкм, корпуса Т_© = 8•25/10 = 20мкм.

Допуск цилиндричности поверхностей вала составит Т/o/ = 5, Т/o/=30/

10 Обозначение посадки подшипников качения приведено на чертеже.

11 Вычертим эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров, формы, расположения, шероховатости посадочных и опорных торцовых поверхностей.

4. РЕШЕНИЕ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

4.1 Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

Решить линейную размерную цепь (Б_? = 5 ± 0,75). Выполнить размерный анализ и построить схему размерной цепи. Рассчитать размерную цепь методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом. Сделать вывод о применении выше названных методов.

Решение

Составляем размерную цепь и выявляем составляющие (увеличивающие и уменьшающие) звенья по заданному чертежу.

Размерные связи деталей через сборочные базы:

Б_Д = 5 ± 0,75 мм - замыкающее звено;

Б₁ = 15 мм - пластины;

Б₂ = 16 мм - уступ колеса;

Б₃ = 36 -втулка.

Проверяем правильность составления размерной цепи:

Б_Д = У Б_{i ув} - У Б_{i ум} = 36-(15+16)=5мм.

По заданным отклонениям замыкающего звена находим его допуск:

T_БД = ES_БД - EI_БД = 0,75-(- 0,75) = 1,5мм=1500мкм.

Предполагаем, что все размеры выполнены по одному классу точности (квалитету). Определяем среднее число единиц допуска (коэффициент точности) размерной цепи с учетом известных допусков (стандартных деталей) и по нему определяем квалитет:

а_с =(TБ_Д - У TБ_{i изв}) /У iБ_{i опр} = (1500- 0 )/( 1,08+1,08+1,56)=403,23,

где У TБ_{i изв} - сумма известных допусков составляющих звеньев (стандартных деталей), мкм;

У iБ_{i опр} - сумма единиц допуска определяемых составляющих звеньев, мкм

По таблице 1.8(/2/ч.1,стр. 45) находим, что полученный коэффициент точности соответствует 14квалитету. По выбранному квалитету назначаем допуски и отклонения на звенья исходя из общего правила: для охватывающих размеров, как на основные отверстия (H14,а для охватываемых - как на основные валы (h14).

В тех случаях, когда это трудно установить, на звено назначают симметричные отклонения ± IT 14/2.

Допуски составляющих звеньев определяем:

T_Б1 = 0,52мм, Б₁ = 15(^+0,52) мм ;

T_Б2 = 0,52мм, Б₂ = 16(^+0,52) мм ;

T_Б3 =0,62 мм, Б₃ = 36(_-0,62) мм .

Так как коэффициент точности нас не полностью соответствует расчетному, то одно из звеньев выбираем в качестве корректирующего. При выборе корректирующего звена руководствуются следующими соображениями.

Если выбранный коэффициент точности, а меньше вычисленного ас, то есть а < ас, то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более сложное звено. Если же, а > ас, то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более простое звено.

Принимаем в качестве корректирующего звена уменьшающее звено Б₂.

Отклонения корректирующего звена находим по формулам:

ESБ_{2 корр} ^ум = У EIБ_i ^ув - EIБ_Д - У ESБ_i ^ум,

EIБ_{2 корр}^ум = У ESБ_i ^ув - ESБ_Д - У EIБ_i ^ум.

Находим предельные отклонения корректирующего звена Б₂:

ESБ_{2 корр} ^ум = - 0,62 - 0,52 + 0,75= - 0,39 мм,

EIБ_{2 корр}^ум = 0 - 0 - 0,75= - 0,75 мм.

Определяем допуск скорректированного звена:

Т_Б3= ESБ_{2 корр} ^ум - EIБ_{2 корр}^ум =- 0,39 - (- 0,75)=0,36 мм.

Определяем допуск замыкающего звена:

ESБ_Д- EIБ_Д= УTБ_J+I=750-(-750)= 360 + 520 + 620= 1500мкм.

Результаты расчетов сводим в таблицу 4.1.

Таблица 4.1 - Результаты расчета размерной цепи

Наименование звена	Обозначение	Номин. размер	Верхнее отклонение	Нижнее отклонение	Квалитет
Увеличивающее	Б3	36	0	- 0,62	14
Уменьшающие	Б1 Б2	15 16	- 0,39 +0,52	- 0,75 0	14 14
Замыкающее	БД	5	+ 0,75	- 0,75	14

Проверяем правильность назначения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев:

TБ_Д = У TБ_i = 0,36 + 0,52 + 0,62= 1,5 мм,

ESБ_Д = У ESБ_{i ув} - У EIБ_{i ум} = 0 - (-0 - 0,75)= 0,75 мм,

EIБ_Д = У EIБ_{i ув} - У ESБ_{i ум} = - 0,62 - 0,52 - 0,39 = - 0,75 мм.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Назначенные допуски и отклонения составляющих звеньев обеспечивают заданную точность замыкающего звена.

Размещено на Allbest.ru