Посадка с зазором из единой системы допусков и посадок СЭВ

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Расчет и выбор посадок с зазором

2. Расчет вероятности зазора и натяга в переходных посадках

3. Расчет и выбор посадок с натягом

4. Выбор посадок подшипника качения

5. Расчет исполнительных размеров рабочих калибров

6. Выбор допусков резьбовых соединений

7. Расчет размерных цепей

1. Расчет и выбор посадок с зазором

1. Для заданных условий работы соединения рассчитать и выбрать посадку с зазором из Единой системы допусков и посадок СЭВ.

2. Выполнить сборочный чертеж соединения с обозначением посадки и чертежей деталей с обозначением полей допусков, шероховатости и предельных отклонений формы сопрягаемых поверхностей.

3. Построить схему полей допусков сопряжения.

Исходные данные: соединением с зазором является подшипник скольжения местного нагружения, в котором сопрягаются цапфа вала и втулка.

Условия работы подшипника: материал вала - закаленная сталь 45, материал втулки Бр.АЖН10-4-4, рабочая температура подшипника =50, диаметр цапфы вала d = 70 мм, длина опорной поверхности L = 70 мм, частота вращения вала n = 1300 мин, радиальная нагрузка R = 7 кН, = 0.4 мкм - шероховатость поверхности вала, = 0.6 мкм - шероховатость поверхности втулки.

Решение:

1. Определение величины среднего удельного давления

2. Установка допускаемой минимальной толщины масляного слоя

мкм,

подшипник резьбовой калибр деталь

где k 2 - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя, принимаем k=2;

- добавка на неразрывность масленого слоя, принимаем .

3. Определение величины минимальной толщины масленого слоя

где µ= µ_таб = (15,3……20,7)^.10^-3 - динамическая вязкость масла, принимаем µ = 0,018 ^, т.к. для смазки при =50используется индустриальное масло марки И-20А;

По графику (рисунок 5а [4]) при =0,166 и при заданном определяем минимальный относительный эксцентриситет и :

,

Затем рассчитываем минимально допустимый зазор

мкм

4. По графику (рисунок 5б [4]) при =0,166 и определяем максимальный относительный эксцентриситет ч_max=0,98, по которой рассчитываем максимально допустимый зазор



5. Определяем оптимальный зазор. При и - выбираем по графику на рисунке 5а [4].

6. Из таблицы зазоров по и выбираем посадку.

посадка Н11/c11, у которой

Выполняется условия -

-

7. Определяем допуск на износ

8. Используя рекомендуемый ГОСТ 24643-81(таблицы 2.19; 2.20; 2.18 [3]), назначаем допуск цилиндричности формы цапфы вала и отверстия вкладыша подшипника скольжения ф70, для 10 степени точности при нормальной относительности геометрической точности А и 11 квалитете допуска размера.

9. В графической части строим схему полей допусков с изображением запаса на износ и чертим детали и узел подшипника скольжения с поставкой полей допусков, предельных отклонений и допуска цилиндричности. Предельные отклонения для выбранных посадок определяем по СТ СЭВ 144-75 (по приложению таблицам 3 и 4 [1])для 70; ES=190мкм, EI=0мкм, es=-150 мкм, ei=-340 мкм.

2. Расчет вероятности зазора и натяга в переходных посадках

1. Для заданной переходной посадки рассчитать вероятность получения зазоров и натяга. Начертить кривую нормального распределения с графическим определением вероятности.

2. Дать схему расположения полей допусков с указанием предельных зазоров и натягов.

3. Сравнить расчетные и вероятные максимальные зазоры и натяги.

Исходные данные: соединением с переходной посадкой в задании является сопряжение ступицы червячного колеса с валом по номинальному диаметру d₁=50 мм ф50Js7/h6.

Решение:

1. По таблицам 3 и 4 [1] определяем предельное отклонение детали

ES=0,015мм, EI=-0,015 мм, es=0 мм, ei= - 0,019 мм.

Рассчитаем , , , :

= ES- ei = 0,015 - ( - 0,019 )= 0,034 мм

= EI- es = -0,015 - 0 = - 0,015мм,

По формуле N_max=es - EI вычисляем мм.

2. Определяем среднее квадратное отклонения размеров отверстия , вала и посадки :

3. Определяем предел интегрирования z:

4. Определяем функцию Ф(z) по приложению 4 [4]

Ф=0,45 при z = 1,6156

5. Рассчитываем вероятность и процент зазора

%%

6. Рассчитываем вероятность и процент натягов

P(N) = 100 - P(S) = 100 - 95 = 5%

%%

7. Определяем значение вероятных максимальных зазоров и натягов



3. Расчет и выбор посадок с натягом

1. Для соединения подверженного действию осевой силы и крутящего момента, рассчитать и выбрать посадку, обеспечивающую относительную неподвижность детали без дополнительного крепления и сохраняющую прочность детали при сборки.

2. Выполнить схему расположения полей допусков и чертёж соединения и деталей в соответствии с ЕСКД с простановкой буквенных обозначений и числовых величин предельных отклонений размеров, параметров шероховатости и входных фасок.

Исходные данные: соединением с натягом является сопряжение ступицы и венца червячного колеса узла редуктора по диаметру.

Шероховатость поверхности: ступицы (вал) R_ad = 0,8……3,2 мкм,

венца (отверстие) R_aD = 1,6…3,2 мкм,

R_ad=1,6 мкм R_aD=1,6 мкм.

Температура сборки t_сб=20⁰

Температура рабочая t_р=50⁰

Сборка механическая, без смазки, под прессом.

Номинальный диаметр соединения D₁=150 мм

Диаметр отверстия ступицы d₁=50 мм

Наружный диаметр венца D₂=200 мм

Длина соединения l_t=40 мм

Осевое усилие P₀=6 кН

Крутящий момент М_кр=290 Н^.м

Материал ступицы - сталь 35

Материал венца - Латунь ЛЦ23 А6

1. Определяем величину требуемого минимального удельного давления на контактных поверхностях соединения под действием осевой силы и крутящего момента по формуле

f=0,08…..0,12 - коэффициент трения при установившимся процессе распрессовки и разворачивания, для соединения сталь-бронза принимаем f=0,1 по приложению 5 [4]

2. Определяем величину наименьшего расчетного натяга

где с₁ и с₂ - коэффициент Ляме соответственно для ступицы и венца,

определяем с₁ и с₂ по формулам

E₁=(1,96…2)^.10¹¹ и E₂=0,78^.10¹¹ - модули упругости материалов ступицы и венца (приложение 6 [4]), принимаем E₁=2^.10¹¹ и E₂=0,78^.10¹¹

µ₁ = 0,3 и µ₂ = 0,38 - коэффициенты Пуассона для материалов ступицы и венца зубчатого колеса (приложение 6 [4])

3. Определяем величину наименьшего допустимого натяга с учетом поправок по формуле

где - поправка, учитывающая смятие неровностей контактных

поверхностей детали при сборке соединения

- поправка, учитывающая различие рабочей температуры (t_pD, t_pd) и температурою сборки (t_сб), а также различие коэффициентов линейного расширения материала деталей (, )

- у Латуни ЛЦ23 А6, - у Стали 35 (приложение 8 [4])

- поправка, учитывающая ослабления натяга под действием центробежной силы, так как масса венца по сравнению с массой ступицы незначительна и скорость вращения зубчатого колеса относительно невелика;

- поправка, компенсирующая уменьшение натягов повторных запрессовок.

4. Определяем по формуле



где - у Стали 35, - у Латуни ЛЦ23 А6 - пределы текучести или пределы прочности материалов соответственно ступицы и венца определяется по приложению 8 [4].

Принимаем меньшее значение, т.е.

5. Определяем величину наибольшего расчетного натяга :

6. Определяем допустимый максимальный натяг с учетом поправок :

где - коэффициент увеличения давления у торцов втулки, определяется по графику на рисунке 11 [4] в зависимости от соотношения и ,

7. Выбираем посадку из приложения 9 [4] по и .

При этом должны удовлетворяться условия и . Выбираем посадку H8/z8, так как средний натяг этой посадки соответствует расчетному среднему натягу и допуск на изготовления посадочной поверхности ступицы имеет большую величину, что технологичнее при изготовлений.

Проверка условий:

Из ГОСТ 25347-82 определяем предельные отклонения выбранной посадки (таблица 1.27; 1.30 [3]):

150; ES=0,063 мм EI=0

es=0,478 ei=0,418 мм.

8. Из приложения 10 [4] выбираем размеры и формы входных фасок для запрессовки и назначаем допуск цилиндричности по таблице 16 [1].

Для D₁=230 мм а = 3 мм А = 4 мм Т = 0,03

4. Выбор посадок подшипников качения

1. Для заданных условий работы подшипников узла рассчитать и выбрать посадки колец подшипника качения.

2. Построить схемы расположения полей допусков колец подшипника, цапфы вала и отверстия в корпусе.

3. Выполнить чертеж узла подшипника и чертеж посадочных мест под кольца подшипника с указанием размеров, обозначений посадок и полей допусков, шероховатости и отклонений формы посадочных поверхностей вала и корпуса.

Исходные данные: номер подшипника - 46308

класс точности подшипника - 4

радиальная нагрузка, постоянная по направлению

R=7 кН

динамический коэффициент посадки - k_n=1,8

Решение:

1. По ГОСТ 3478-79 (приложение 11 [4]) определяем основные размеры подшипника 46222: радиально-упорный шарикоподшипник, однорядный, имеет диаметр отверстия внутреннего кольца d=40 мм, диаметр наружного кольца D=90 мм, ширина подшипника B = 23 мм, радиус закругления Т=2,5 мм.

2. По СТ СЭВ773-77(приложение 12 [4]) определяем вид нагружения колец, так как вал вращается с постоянной радиальной нагрузкой, то внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение. Наружное кольцо неподвижно, следовательно, подвергается местному нагружению.

3. Для внутреннего циркуляционно-нагруженного кольца рассчитывается интенсивность нагрузки на поверхность цапфы вала

Где R = 6 кН - радиальная реакция опоры на подшипник,

B = 23 мм - ширина закругления подшипника,

r = 2.5 мм - радиус закругления подшипника,

k_n=1 - динамически коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (приложение 13 [4]),

k₁ =1 - коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (таблица 4.90 [2]),

k₂ = 1 - коэффициент неровностей распределения радикальной нагрузки.

По приложению 14 [4] выбираем посадку для внутреннего циркуляционно-нагруженного кольца 110 L5/js5, где L5 - поле допуска диаметра отверстия внутреннего кольца подшипника, а js5 - поле допуска диаметра посадочной поверхности цапфы вала.

4. По приложению 15 [4] выбираем посадку наружного местно-нагруженного кольца - 90 G6/l5, где G6 - поле допуска диаметра посадочной поверхности отверстия корпуса, l5 - поле допуска диаметра наружного кольца подшипника.

5. Определяем предельные отклонения диаметра колец подшипника по СЭВ 744-44

внутреннего кольца 40L5 ES_п = 0 EI_п = - 7 мкм,

наружного кольца 90 l5 es_п = 0 ei_п = - 11 мкм.

6. По ГОСТ 25437-82 определяем предельные отклонения диаметра посадочных поверхностей вала и корпуса

цапфа вала 40 js5 es = +5.5 мкм ei = - 5,5 мкм,

наружного кольца 90 G6 ES = +34 мкм EI = +12 мкм.

7. Определяем допуск цилиндричности посадочных поверхностей

цапфы вала Т ,

отверстие корпуса Т

Так как эти значения меньше допусков цилиндричности соответствующих данным размерам и степеням точности, то оставляем полученные допуски цилиндричности.

По приложению 15 [4] назначаем шероховатость посадочных поверхностей:

цапфа вала R_ad = 1,25 мкм

отверстие корпуса R_aD = 1,25 мкм

торцов заплечников валов и отверстия корпусов R_n = 2,5 мкм

5. Расчет исполнительных размеров рабочих калибров

1. Рассчитать предельные и исполнительные размеры рабочих калибров (пробок и скоб) для контроля деталей заданного соединения.

2. Изобразить взаимное расположение полей допусков деталей и калибров.

3. Выполнить в соответствии с ЕСКД рабочие чертежи калибров, указав исполнительные и габаритные размеры, шероховатость рабочих поверхностей и маркировку.

Исходные данные: контролируемым размером является диаметр цапфы вала и отверстия втулки подшипника скольжения ф40

Решение:

1. Определяем предельные отклонения размеров отверстия вкладыша подшипника вала по ГОСТ 24643-81(таблица 1.27; 1.28 [3]),

отверстие вкладыша 40 H11- ES = +0,22 мм EI = 0 мм,

вал 40 c11 es = - 0,18 мм ei = - 0,40 мм.

2. Строим схему расположения полей допусков калибров и по ГОСТ 24853- 81 (приложение 19[4]) определяем величины H, H₁, z, z₁, y, y₁ (рисунок 16 и 17 [4]).

H = 15 мкм, H₁ = 15 мкм, z = z₁ = 28 мкм, y = y₁ = 0 мкм

3. Рассчитываем предельные, изношенные и исполнительные размеры калибров:

а. Размеры калибров - пробки

б. Размеры калибра-скобы

4. По ГОСТ 14812-69, ГОСТ 14813-69 и ГОСТ 18362-73 [5] определяются основные размеры и конструктивные формы калибра. Составляются чертежи конструкций калибров.

6. Выбор допусков резьбовых соединений

По обозначению наружной и внутренней резьбы одной детали резьбового соединения выполнить:

а. Полную расшифровку заданного обозначения.

б. Обозначения резьбы второй детали резьбового соединения.

в. Графическое обозначение полей допусков наружной и внутренней резьбы с простановкой числовых значений размеров отклонений.

г. Обозначить посадку резьбового соединения на чертеже узла.

Исходные данные: обозначение резьбы М12 Ч 1,25 - 5Н

Решение:

1. По обозначению резьбы определяем, что заданна наружная резьба с натягом, которая нарезается на свободном конце шпильки. С помощью данной резьбы крепится шпилька в гнезде корпуса. Второй деталью является гайка с обозначением М12 Ч 1,25 - 5Н с длиной свинчивания N среднего класса точности резьбы.

2. По стандартам (приложение 23 [4]) определяем шаг резьбы - 1,25, а по шагу рассчитываем значение среднего (d₂, D₂) и внутреннего (d₁, D₁) диаметров резьбы (приложение 22 [4]).

Средний диаметр резьбы -

Внутренний диаметр резьбы -

3. Из таблиц предельных отклонений метрических резьб с натягом по ГОСТ 16093 - 81 (приложение 26 [4]) определяем отклонения для шпильки М12 Ч 1,25 - 5Н

для шпильки мм, мм,

для гайки М12 Ч 1,25 - 5Н , ,

4. Расчет размерных цепей

для шпильки:

не нормирмируется

для гайки: не нормирмируется

5. Строим схему расположения полей допусков резьбового соединения

6. На чертеже узла указываем обозначение резьбового соединения резьбы М12 Ч 1,25 - 5Н

Размещено на Allbest.ru