Основы машиностроения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задача 1

Построение схем расположения полей допусков ЕСДП для сопряжения в системах отверстия и вала

Исходные данные: номинальный диаметр сопряжения d, квалитет YT. Методику выполнения данной задачи рассмотрим на примере следующих значений исходных данных: d=90 мм, YT7. Порядок выполнения:

1. Для системы отверстия из табл. П.3 по номинальному значению сопрягаемого размера d и квалитету YT принимается поле допуска основного отверстия, и выбираются все рекомендуемые посадки с отклонениями валов для данного основного отверстия: H7/c8, H7/d8, H7/e7, H7/e8, H7/f7, H7/g6, H7/h6, H7/jS6, H7/k6, H7/m6, H7/n6, H7/p6, H7/r6, H7/s6, H7/s7, H7/t6, H7/u7.

2. Из табл. П.4, П.5 и П.6 находятся соответствующие табличные отклонения основного отверстия(ES и EI) и валов(es и ei) в мкм.

3. Применяя записанные отклонения, для каждой посадки рассчитывают величины предельных размеров отверстия (D_MAX и D_MIN) и вала (d_MAX и d_MIN), допуски отверстия и вала (T_D и T_d), максимальные и минимальные значения зазоров (S_MAX, S_MIN), максимальные и минимальные значения натягов(N_MAX, N_MIN), допуски посадок с зазором T_S, посадок с натягом T_N и переходных посадок T_П. Для посадок с зазором не указываются значения натягов, т. к. натяги в этом случае будут отрицательными, аналогично и для посадок с натягом не указываются значения зазоров. Для переходных посадок рассчитываются максимальный зазор и максимальный натяг.



Таблица 1. Параметры посадок в системе отверстия

Посадки ЕСДП	Отклонения, мкм	Предельные размеры, мм	Допуски Отверстия и вала, мкм	Зазоры, мкм	Натяги, мкм	Допуск посадки, мкм
	ES EI	es ei	DMAX DMIN	dMAX dMIN	TD	Td	SMAX	SMIN	NMAX	NMIN	TS	TП	TN
H7/c8	+35 0	-170 -224	90,035 90,000	89,830 89,776	35	54	259	170	-	-	89	-	-
H7/d8	+35 0	-120 -174	90,035 90,000	89,880 89,826	35	54	209	120	-	-	89	-	-
H7/e7	+35 0	-72 -107	90,035 90,000	89,928 89,893	35	35	141	72	-	-	70	-	-
H7/e8	+35 0	-72 -126	90,035 90,000	89,928 89,874	35	54	161	72	-	-	89	-	-
H7/f7	+35 0	-36 -71	90,035 90,000	89,964 89,929	35	35	106	36	-	-	70	-	-
H7/g6	+35 0	-12 -34	90,035 90,000	89,988 89,966	35	22	69	12	-	-	57	-	-
H7/h6	+35 0	0 -22	90,035 90,000	90,000 89,978	35	22	57	0	-	-	57	-	-
H7/js6	+35 0	+11 -11	90,035 90,000	90,011 89,989	35	22	46	-	11	-	-	57	-
H7/k6	+35 0	+25 +3	90,035 90,000	90,025 90,003	35	22	32	-	25	-	-	57	-
H7/m6	+35 0	+35 +13	90,035 90,000	90,035 90,013	35	22	22	-	35	-	-	57	-
H7/n6	+35 0	+45 +23	90,035 90,000	90,045 90,023	35	22	12	-	45	-	-	57	-
H7/p6	+35 0	+59 +37	90,035 90,000	90,059 90,037	35	22	-	-	59	2	-	-	57
H7/r6	+35 0	+73 +51	90,035 90,000	90,073 90,051	35	22	-	-	73	16	-	-	57
H7/s6	+35 0	+93 +71	90,035 90,000	90,093 90,071	35	22	-	-	93	36	-	-	57
H7/s7	+35 0	+106 +71	90,035 90,000	90,106 90,071	35	35	-	-	106	36	-	-	57
H7/t6	+35 0	+113 +91	90,035 90,000	90,113 90,091	35	22	-	-	113	56	-	-	57
H7/u7	+35 0	+159 +124	90,035 90,000	90,159 90,124	35	35	-	-	159	89	-	-	57

4. Для трех посадок в системе отверстия (одной с зазором, одной переходной и одной с натягом) дать развернутый расчет всех параметров из табл. 1 и привести графическое изображение полей допусков этих трех посадок. Посадка с зазором Н7/с8:

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=+35 мкм, EI=0, предельные отклонения вала es=-170 мкм, ei=-224 мкм.

б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=90+0,035=90,035 мм;

D_MIN= D + EI=90+0=90 мм;

d_MAX= d + es=90+(-0,17)= 89,830 мм;

d_MIN= d + ei=90+(-0,224)=89,776 мм.

в) Допуски отверстия и вала(T_D, T_d):

T_D= ES - EI=35-0=35 мкм;

T_d= es - ei=-170-(-224)=54 мкм.

г) Наибольший(S_MAX) и наименьший(S_MIN) предельные зазоры:

S_MAX= ES - ei=35-(-224)=259 мкм;

S_MIN= EI - es=0-(-170)=170 мкм.

д) Допуск посадки(в данном случае обозначается T_S, т. к. посадка с зазором)

T_S= T_D+T_d=35+54=89 мкм.

Графическое изображение полей допусков посадки H7/c8 в масштабе 1:2000 (рис. 1).

Рис. 1 Графическое изображение полей допусков посадки H7/c8

Посадка с натягом H7/p6:

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=+35 мкм, EI=0, предельные отклонения вала es=+59 мкм, ei=+37 мкм.

б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=90+0,035=90,035 мм;

D_MIN= D + EI=90+0=90 мм;

d_MAX= d + es=90+ 0,059 = 90,059 мм;

d_MIN= d + ei=90+0,037=90,037 мм.

в) Допуски отверстия и вала (T_D, T_d):

T_D= ES - EI=35-0=35 мкм;

T_d= es - ei=59 - 37=22 мкм.



г) Наибольший (N_MAX) и наименьший (N_MIN) предельные натяги:

N_MAX= es - EI = 59 - 0 =59 мкм;

N_MIN= ei - ES = 37 - 35 = 2 мкм.

д) Допуск посадки (в данном случае обозначается T_N, т. к. посадка с натягом)

T_N= T_D+T_d=35+22=57 мкм.

Графическое изображение полей допусков посадки H7/р6 в масштабе 1:1000 (рис. 2).

Рис. 2 Графическое изображение полей допусков посадки H7/р6

Посадка переходная H7/js6:

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=+35 мкм, EI=0, предельные отклонения вала es=+11 мкм, ei=-11 мкм.

б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=90+0,035=90,035 мм;

D_MIN= D + EI=90+0=90 мм;

d_MAX= d + es=90+ 0,011 = 90,059 мм;

d_MIN= d + ei=90 - 0,037 =89,989 мм.

в) Допуски отверстия и вала(T_D, T_d):

T_D= ES - EI=35-0=35 мкм;

T_d= es - ei=59 - 37=22 мкм.

г) Наибольший(S_MAX) и (N_MAX) предельныq натяг и зазор:

S_MAX= ES - ei= 35 - (-11) =46 мкм;

N_MAX= es - EI= 11 - 0 = 11 мкм.

д) Допуск посадки (в данном случае обозначается T_П, т. к. посадка переходная)

T_П= T_D+T_d=35+22=57 мкм.

Графическое изображение полей допусков посадки H7/js6 в масштабе 1:1000 (рис. 3).

Рис. 3 Графическое изображение полей допусков посадки H7/js6



5. Для всех посадок системы отверстия из табл. 1 в масштабе 1:4000 вычертить схему расположения полей допусков (рис. 4).

Рис. 4

6. Для системы вала из табл. П.7 по номинальному значению сопрягаемого размера d = 90мм и квалитету YT7 принимается поле допуска основного вала, и выбираются все рекомендуемые посадки с отклонениями отверстий для данного основного вала: D8/h7, E8/h7, F7/h7, F8/h7, H8/h7, Js8/h7, K8/h7, M8/h7, N8/h7, U8/h7 , которые заносятся в таблицу 2.

7. Из табл. П.8, П.9 и П.10 находятся соответствующие табличные отклонения основного вала(es и ei) и отверстий(ES и EI) в мкм.

8. Применяя записанные отклонения, для каждой посадки в системе вала рассчитывают величины всех табличных параметров.

Таблица 2. Параметры посадок в системе вала

Посадки ЕСДП	Отклонения, мкм	Предельные размеры, мм	Допуски Отверстия и вала, мкм	Зазоры, мкм	Натяги, мкм	Допуск посадки, мкм
	ES EI	es ei	DMAX DMIN	dMAX dMIN	TD	Td	SMAX	SMIN	NMAX	NMIN	TS	TП	TN
D8/h7	+174 +120	0 -35	90,174 90,120	90,000 89,965	54	35	209	120	-	-	89	-	-
E8/h7	+126 +72	0 -35	90,126 90,072	90,000 89,965	54	35	161	72	-	-	89	-	-
F7/h7	+71 +36	0 -35	90,071 90,036	90,000 89,965	35	35	106	36	-	-	70	-	-
F8/h7	+90 +36	0 -35	90,090 90,036	90,000 89,965	54	35	125	36	-	-	89	-	-
H8/h7	+54 0	0 -35	90,054 90,000	90,000 89,965	54	35	89	0	-	-	89	-	-
Js8/h7	+27 -27	0 -35	90,027 89,973	90,000 89,965	54	35	62	-	27	-	-	89	-
K8/h7	+16 -38	0 -35	90,016 89,962	90,000 89,965	54	35	51	-	38	-	-	89	-
M8/h7	+6 -48	0 -35	90,006 89,952	90,000 89,965	54	35	41	-	48	-	-	89	-
N8/h7	-4 -58	0 -35	89,996 89,942	90,000 89,965	54	35	31	-	58	-	-	89	-
U8/h7	-124 -178	0 -35	89,876 89,822	90,000 89,965	54	35	-	-	178	89	-		89

9.Для трех посадок в системе вала (одной с зазором, одной переходной и одной с натягом) дать развернутый расчет всех табличных параметров и привести графическое изображение полей допусков этих трех посадок.

Посадка с зазором D8/h7:

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=+174 мкм, EI=120, предельные отклонения вала es=0 мкм, ei=-35 мкм.

б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=90+0,174=90,174 мм;

D_MIN= D + EI=90+0,120=90,120 мм;

d_MAX= d + es=90+0= 90,000 мм;

d_MIN= d + ei=90+(-0,035)=89,965 мм.

в) Допуски отверстия и вала(T_D, T_d):

T_D= ES - EI=174-120 = 54 мкм;

T_d= es - ei=0-(-35) =35мкм.



г) Наибольший (S_MAX) и наименьший (S_MIN) предельные зазоры:

S_MAX= ES - ei=174-(-35)=209 мкм;

S_MIN= EI - es=120-0=120 мкм.

д) Допуск посадки (в данном случае обозначается T_S, т. к. посадка с зазором)

T_S= T_D+T_d=54+35=89 мкм.

Графическое изображение полей допусков посадки D8/h7 в масштабе 1:2000 (рис. 5).

Рис. 5 Графическое изображение полей допусков посадки D8/h7

Посадка с натягом U8/h7:

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=-124 мкм, EI=-178, предельные отклонения вала es=0 мкм, ei=-35 мкм.

б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=90+0,124=90,124 мм;

D_MIN= D + EI=90+0,178=90,178 мм;

d_MAX= d + es=90+ 0= 90,000мм;

d_MIN= d + ei=90+(-0,035)=89,965 мм.

в) Допуски отверстия и вала(T_D, T_d):

T_D= ES - EI=-124-(-178) = 54 мкм;

T_d= es - ei=0 - (-35) =35 мкм.

г) Наибольший (N_MAX) и наименьший(N_MIN) предельные натяги:

N_MAX=es - EI = 0 - (-178) = 178 мкм;

N_MIN=ei - ES =-35 - (-124) =89 мкм;

д) Допуск посадки (в данном случае обозначается T_N, т. к. посадка с натягом)

T_N= T_D+T_d=54+35=89 мкм.

Графическое изображение полей допусков посадки U8/h7 в масштабе 1:2000 (рис. 6).

Рис.6 Графическое изображение полей допусков посадки U8/h7

Посадка переходная K7/h7:

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=+16 мкм, EI=-38, предельные отклонения вала es=0 мкм, ei=-35 мкм.

б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=90+0,016=90,016 мм;

D_MIN= D + EI=90+(-0,038) =89,962 мм;

d_MAX= d + es=90+ 0 = 90,000 мм;

d_MIN= d + ei=90 - 0,035 =89,965 мм.

в) Допуски отверстия и вала(T_D, T_d):

T_D= ES - EI=16-(-38)=54 мкм;

T_d= es - ei= 0-(-35)=35 мкм.

г) Наибольший(S_MAX) и (N_MAX) предельныq натяг и зазор:

S_MAX= ES - ei= 16 - (-35) =51 мкм;

N_MAX= es - EI= 0 - (-38) = 38 мкм.

д) Допуск посадки (в данном случае обозначается T_П, т. к. посадка переходная)

T_П= T_D+T_d=54+35=89 мкм.

Графическое изображение полей допусков посадки K8/h7 в масштабе 1:1000 (рис. 7).



Рис. 7 Графическое изображение полей допусков посадки K8/h7

Задача 2

Расчет и выбор посадки с зазором подшипника скольжения по упрощенному варианту

Исходные данные: число оборотов вала n=800 об/мин; радиальная нагрузка на опору R=1200 Н; длина подшипника l=15 мм; номинальный диаметр сопряжения d=30 мм; используемое масло(его марка)-Индустриальное И-12А. Рассмотрим упрощенный метод расчета зазоров и выбора посадок подшипников скольжения с гидродинамическим режимом работы. У гидродинамических подшипников смазочное масло увлекается вращающейся цапфой в постепенно сужающийся клиновой зазор между цапфой и вкладышем подшипника, в результате чего возникает гидродинамическое давление, превышающее нагрузку на опору. Цапфа всплывает. В месте наибольшего сближения цапфы и вкладыша образуется масляный слой толщиной h (рис. 8, б). Качество, надежность и долговечность работы подшипника зависят от толщины масляного слоя h, на которую, при прочих равных условиях работы подшипника, будет влиять зазор S в неподвижном состоянии (разность между диаметром цапфы и диаметром отверстия вкладыша). Допустим, что зазор S будет очень малым, в этом случае величина h также будет маленькой, и по ряду причин работа подшипника в таких условиях будет неустойчивой. Если зазор S сделать достаточно большим, то и в этом случае значение h будет недостаточным из-за малой подъемной силы гидродинамического клина. Отсюда можно сделать вывод, что для определенных условий работы существует некоторый интервал значений зазора посадки, внутри которого обеспечивается надежное всплытие. Сущность расчета посадки заключается в том, чтобы определить интервал зазоров, при котором величина всплытия будет не меньше предварительно выбранной допустимой минимальной толщины масляного слоя. Расчет выполняется для изделия с рабочей температурой t=50-75 ^оС, подшипник должен обеспечивать жидкостный режим трения.

Порядок выполнения:

1. Определим угловую скорость вала

щ=(р?n)/30=3,14 ?800 / 30=837,33 рад/с.

2. Определим среднее удельное давление на опору сопряжения

g=R/(dН?l)=1200/(0,03?0,015)=2666666,67 Н?м²

3. По табл. П.13 выберем значение коэффициента динамической вязкости масла µ(Н?с/м²) при рабочей температуре 50⁰C.

µ=0,009-0,0126 Н?с/м².

Из данного диапазона допустимо взять любое значение. Для дальнейших расчетов возьмем среднее арифметическое табличного диапазона:

µ= 0,0108 Н?с/м²

4. Определим величину h?s площади масляного зазора (масляного клина между валом и отверстием), которая находится в следующей взаимосвязи с исходными данными для расчета посадок подшипников скольжения:

hS=

где h- толщина масляного слоя в месте наибольшего сближения сопряженных поверхностей в рабочем состоянии, м(см. рис. 8, б); S- зазор между валом и сопрягаемой поверхностью отверстия в состоянии покоя, м (см. рис. 8, а). Таким образом, в первом приближении мы рассматриваем идеально гладкие поверхности без учета шероховатостей.

hS=м²=529 мкм²

5. Определим величину наивыгоднейшего (оптимального) зазора, обеспечивающего максимальную надежность жидкостного трения без учета шероховатости поверхностей вала и вкладыша подшипника(мкм)

S_НАИВЫГ=2*=2*=2*23=46 мкм

6. Определение шероховатости поверхностей отверстия и вала. а) Используя табл. П.14, в первом приближении определим значение единицы допуска i по номинальному размеру сопряжения в стандарте СЭВ. Единица допуска позволяет выразить зависимость точности от номинального размера, так как с увеличением размера обрабатываемой поверхности один и тот же допуск или шероховатость выдерживать становится все труднее, т. е. чем больше размер, тем больше становятся допуски при одинаковой степени точности. При d=30 мм i=1,44.



б) Определим количество единиц допуска (сравнительный коэффициент точности):

a_К= S_НАИВЫГ/(4?i)= 46/(4?1,44)=7,99.

в) Определим квалитет для изготовления сопряжения вкладыша и вала по табл. П.15. Из таблицы берется ближайшее значение a_К, по которому в шапке определяется квалитет. YT6

г) Из табл. П.16 определим классы шероховатости и значения шероховатости поверхностей вала и вкладыша по номинальному диаметру и квалитету сопряжения. В табл. П.16 для каждого квалитета предусматриваются три степени относительной геометрической точности обработки: грубая(Гр), нормальная(Н) и повышенная(П). Для подшипника скольжения необходимо принять: для отверстия нормальную точность, а для вала - повышенную, так как гладкую чистую поверхность на валу получить легче и дешевле, чем в отверстии. При YT6 и d=30 мм для вкладыша(отверстия) по табл. П.16 принимаем 8 класс шероховатости, Rz_А=2,0 мкм, Ra_A=0,4 мкм; для вала- 9 класс шероховатости, Rz_В=1,0 мкм, Ra_B=0,2 мкм.

7. Определим величину среднего расчетного зазора(мкм) с учетом шероховатости поверхностей(рис. 9):

S_РАСЧ=S_НАИВЫГ- 2?з?(Rz_А+ Rz_В)=46-2*0,7(1,6+0,8)=42,64 мкм



8. Уточним количество единиц допуска и квалитет для вкладыша и вала (второе приближение, с учетом шероховатости).

a_К=S_РАСЧ/(4?i)= 42,64/(4?1,44)=7,4.

Квалитет уточняем по табл. П.15 - YT6.

9. Выбор посадки подшипника из рекомендованных посадок ЕСДП(СЭВ). По значению SРАСЧ, исходя из условия S_{СР.ЕСДП} ? SРАСЧ, выбираем стандартную посадку ЕСДП. При выборе стандартной посадки в системе отверстия необходимо учесть, что поля допусков вала a, b, c, d применяются при рабочей температуре выше75⁰С. Поле допуска h применяется тогда, когда допустимо сухое или полусухое трение. То есть в нашем случае эти поля неприменимы.

Выпишем из табл. П.3 в этом квалитете все оставшиеся посадки в системе отверстия с зазором: H6/f6, H6/g5.

Затем из табл. П.11 для указанных посадок выписываем предельные зазоры и подсчитываем для каждой посадки средний зазор СЭВ:

для H6/f6 S_MAX.ЕСДП= 46 мкм; S_MIN.ЕСДП= 20 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 33 мкм;

для H6/g5 S_MAX.ЕСДП= 29 мкм; S_MIN.ЕСДП= 7 мкм; S_{СР.ЕСДП}= = 19 мкм;

Из всех посадок условию выбора SСР.ЕСДП ? SРАСЧ наиболее удовлетворяет посадка H6/f6.

10. Проверка выбранной посадки по точности выбора. Определим относительную погрешность по зазору:

д=

Допустимой является погрешность не более 15 %. Если это значение превышено, нужно попытаться подобрать посадку в более точном квалитете (повторить п.9).

Выпишем из табл. П.3 в этом квалитете все оставшиеся посадки в системе отверстия с зазором: H7/e7, H7/e8, H7/f7, H7/g6.

для H7/e7 S_MAX.ЕСДП= 82 мкм; S_MIN.ЕСДП= 40 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 61 мкм;

для H7/e8 S_MAX.ЕСДП= 94 мкм; S_MIN.ЕСДП= 40 мкм; S_{СР.ЕСДП}= = 67 мкм;

для H7/f7 S_MAX.ЕСДП= 62 мкм; S_MIN.ЕСДП= 20 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 41 мкм;

для H7/g6 S_MAX.ЕСДП= 41 мкм; S_MIN.ЕСДП= 7 мкм; S_{СР.ЕСДП}= = 24 мкм;

Из всех посадок условию выбора SСР.ЕСДП ? SРАСЧ наиболее удовлетворяет посадка H7/f7.

д=

Определим также коэффициент точности посадки з. Выбирать следует такую посадку, у которой коэффициент точности з максимален:

,

где TS- допуск посадки. Не следует выбирать посадку с з<1, так как это приводит к значительному уменьшению толщины масляного слоя и потере устойчивости в работе соединения, т. е. к появлению сухого трения.

Ts=Smax-Smin=62-20=42 мкм

,

Следует подобрать другую посадку, в более точном квалитете.

Выпишем из табл. П.3 в этом квалитете все оставшиеся посадки в системе отверстия с зазором: H8/e8, H8/e9, H8/f7, H8/f8, H8/f9.

для H8/e8 S_MAX.ЕСДП= 106 мкм; S_MIN.ЕСДП= 40 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 73 мкм;

для H8/e9 S_MAX.ЕСДП= 125 мкм; S_MIN.ЕСДП= 40 мкм; S_{СР.ЕСДП}= = 82,5 мкм;

для H8/f7 S_MAX.ЕСДП= 74 мкм; S_MIN.ЕСДП= 20 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 47 мкм;

для H8/f8 S_MAX.ЕСДП= 86 мкм; S_MIN.ЕСДП= 20 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 53 мкм;

для H8/f9 S_MAX.ЕСДП= 105 мкм; S_MIN.ЕСДП= 20 мкм; S_{СР.ЕСДП}= = 62,5 мкм;

Из всех посадок условию выбора SСР.ЕСДП ? SРАСЧ наиболее удовлетворяет посадка H8/f7.

д=

Определим также коэффициент точности посадки з. Выбирать следует такую посадку, у которой коэффициент точности з максимален:

,

Ts=Smax-Smin=74-20=54 мкм

Следует подобрать другую посадку, в более точном квалитете.

Выпишем из табл. П.3 в этом квалитете все оставшиеся посадки в системе отверстия с зазором: H9/e8, H9/e9, H9/f8, H9/f9.

для H9/e8 S_MAX.ЕСДП= 125 мкм; S_MIN.ЕСДП= 40 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 82,5 мкм;

для H9/e9 S_MAX.ЕСДП= 144 мкм; S_MIN.ЕСДП= 40 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 92 мкм;

для H9/f8 S_MAX.ЕСДП= 105 мкм; S_MIN.ЕСДП= 20 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 62,5 мкм;

для H9/f9 S_MAX.ЕСДП= 124 мкм; S_MIN.ЕСДП= 20 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 72 мкм;

Из всех посадок условию выбора SСР.ЕСДП ? SРАСЧ наиболее удовлетворяет посадка H9/f8.

д=,

Посадку выбрать не удалось, попробуем взять минимальную вязкость масла м=0,009 и повторить расчеты с 4 пункта.



hS=м²=441 мкм²

S_НАИВЫГ=2*=2*=42 мкм

а) при d=30мм, i=1,44

б) a_К= S_НАИВЫГ/(4?i)= 42/(4?1,44)=7,3.

в) Определим квалитет для изготовления сопряжения вкладыша и вала по табл. П.15. Из таблицы берется ближайшее значение a_К, по которому в шапке определяется квалитет. YT6

г) Из табл. П.16 определим классы шероховатости и значения шероховатости поверхностей вала и вкладыша по номинальному диаметру и квалитету сопряжения. В табл. П.16 для каждого квалитета предусматриваются три степени относительной геометрической точности обработки: грубая(Гр), нормальная(Н) и повышенная(П). Для подшипника скольжения необходимо принять: для отверстия нормальную точность, а для вала- повышенную, так как гладкую чистую поверхность на валу получить легче и дешевле, чем в отверстии. При YT6 и d=30 мм для вкладыша(отверстия) по табл. П.16 принимаем 8 класс шероховатости, Rz_А=2,0 мкм, Ra_A=0,4 мкм; для вала- 9 класс шероховатости, Rz_В=1,0 мкм, Ra_B=0,2 мкм.

Определим величину среднего расчетного зазора(мкм) с учетом шероховатости поверхностей (рис. 9):

S_РАСЧ=S_НАИВЫГ- 2?з?(Rz_А+ Rz_В)=42-2*0,7(1,6+0,8)=37,8 мкм

Уточним количество единиц допуска и квалитет для вкладыша и вала (второе приближение, с учетом шероховатости).

a_К=S_РАСЧ/(4?i)=37,8/(4?1,44)=6,6.



Квалитет уточняем по табл. П.15 - YT6.

Выбор посадки подшипника из рекомендованных посадок ЕСДП(СЭВ). По значению SРАСЧ, исходя из условия S_{СР.ЕСДП} ? SРАСЧ, выбираем стандартную посадку ЕСДП. При выборе стандартной посадки в системе отверстия необходимо учесть, что поля допусков вала a, b, c, d применяются при рабочей температуре выше75⁰С. Поле допуска h применяется тогда, когда допустимо сухое или полусухое трение. То есть в нашем случае эти поля неприменимы.

Выпишем из табл. П.3 в этом квалитете все оставшиеся посадки в

системе отверстия с зазором: H6/f6, H6/g5.

Затем из табл. П.11 для указанных посадок выписываем предельные зазоры и подсчитываем для каждой посадки средний зазор СЭВ:

для H6/f6 S_MAX.ЕСДП= 46 мкм; S_MIN.ЕСДП= 20 мкм; S_{СР.ЕСДП}= 33 мкм;

для H6/g5 S_MAX.ЕСДП= 29 мкм; S_MIN.ЕСДП= 7 мкм; S_{СР.ЕСДП}= = 19 мкм;

Из всех посадок условию выбора SСР.ЕСДП ? SРАСЧ наиболее удовлетворяет посадка H6/f6.

Проверка выбранной посадки по точности выбора. Определим относительную погрешность по зазору:

д=

Допустимой является погрешность не более 15 %.

Определим также коэффициент точности посадки з. Выбирать следует такую посадку, у которой коэффициент точности з максимален:

,

Ts=Smax-Smin=46-20=26 мкм



то есть условие по коэффициенту точности з в данном случае выполняется.

Определение минимального масляного слоя выбранной посадки (мкм) из условия его неразрывности при наибольшем зазоре выбранной посадки:

,

Проверка достаточности слоя смазки(оценка возможности жидкостного режима трения). Для обеспечения жидкостного трения необходимо, чтобы микронеровности цапфы и вкладыша не касались при работе подшипника, а для этого должно выполняться условие

h_MIN ?k_П?(R_zА+R_zВ),

где k_П =1...3 - поправочный коэффициент.

h_MIN =8,48 мкм,

k_П?(R_zА+R_zВ)=1?(2+1)=3 мкм.

8,48>3, то есть условие выполняется.

Запишем вывод: по условию жидкостного трения посадка ?30 обеспечивает условие работы подшипникового узла при заданном тепловом режиме.

Построить схему полей допусков выбранной посадки H6/f6 (рис. 10), а также графическую часть сборочного чертежа (рис. 11)

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=+13 мкм, EI=0, предельные отклонения вала es=-20 мкм, ei=-33 мкм.



б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=30+0,013=30,013 мм;

D_MIN= D + EI=30+0=30,000 мм;

d_MAX= d + es=30-0,020= 29,980 мм;

d_MIN= d + ei=30+(-0,033)=29,967 мм.

в) Допуски отверстия и вала(T_D, T_d):

T_D= ES - EI=13-0 =13 мкм;

T_d= es - ei=20-(-33) =13 мкм.

г) Наибольший(S_MAX) и наименьший(S_MIN) предельные зазоры:

S_MAX= ES - ei=13-(-33) =46 мкм;

S_MIN= EI - es=20-0=20 мкм.

д) Допуск посадки (в данном случае обозначается T_S, т. к. посадка с зазором)

T_S= T_D+T_d=13+13=26 мкм.

Графическое изображение полей допусков посадки Н6/f6 в масштабе 1:1000 (рис. 10).



Рис. 10 Графическое изображение полей допусков посадки Н6/f6

Задача 3

Расчет и выбор посадки с натягом

Исходные данные: d- посадочный диаметр (рис. 11) = 95 мм; d1- диаметр отверстия охватываемой детали вала= 36 мм; d2- наружный диаметр охватывающей детали втулки =170 мм; l- длина сопряжения =140 мм; МКР- крутящий момент, стремящийся повернуть одну деталь относительно другой = 2100 Н?м; применяемый материал вала и втулки - Ст50.

Посадки с натягом (прессовые) применяются только в точных квалитетах YT6 ... YT8. Они используются для передачи крутящих моментов и осевых сил без дополнительного крепления, а иногда для создания предварительно напряженного состояния у сопрягаемых деталей.

Посадки предназначены для неподвижных и неразъемных(или редко разбираемых) соединений. Используются при соединении труб, колец, венцов червячных колес со ступицами и т. п. Относительная неподвижность деталей обеспечивается силами трения, возникающими на контактирующих поверхностях вследствие их упругой деформации, создаваемой натягом при сборке соединения.

Преимущество посадок с натягом: а) отсутствие дополнительного крепления, что упрощает конфигурацию деталей и их сборку; б) посадки обеспечивают высокую нагрузочную способность сопряжения, которая резко возрастает с увеличением диаметра сопряжения.

Разность между диаметром вала и внутренним диаметром втулки до сборки называется натягом N. При запрессовке деталей происходит растяжение втулки на величину N_А и одновременно сжатие вала на величину N_В, при этом N=N_А+N_В. Таким образом, величина натяга N складывается из деформации сжатия вала и деформации растяжения втулки.

Различают 3 вида деформаций, имеющих место в посадках с натягом: а) в большинстве случаев это упругие деформации контактных поверхностей соединяемых деталей; б) при относительно больших натягах или в соединениях деталей, изготовленных из легких сплавов и пластмасс, возникают упругопластические деформации(пластическая деформация распространяется не на всю толщину материала); в) пластическая деформация, которая распространяется на всю толщину материала. Конкретный вид деформации в соединении определяется служебным назначением соединения и узла.

Определяемые расчетом натяги должны удовлетворять следующим условиям: вал технический подшипник

а) При минимальном натяге обеспечивать прочность соединения, т. е. гарантировать относительную неподвижность деталей соединения от действия крутящего момента и осевого усилия. Если действует только крутящий момент, то М_КР<М_ТР, где М_КР - наибольший крутящий момент, прикладываемый к одной из деталей; М_ТР - момент трения, зависящий от натяга, геометрических размеров деталей, шероховатости контактных поверхностей деталей и др. факторов.

б) Обеспечивать прочность деталей соединения при максимальном натяге, т. е. гарантировать от возможного разрушения при сборке. Работоспособность, прочность и качество сопряжения при одном и том же натяге зависят от материала сопрягаемых деталей, шероховатостей их поверхностей, формы, способа сборки(сборка под прессом или способом термических деформаций) и т. п. При серийном и массовом производстве посадки с натягом проверяются опытным путем. Величина требуемого минимального удельного давления P_MIN на контактных поверхностях соединения будет определяться по известным значениям внешних нагрузок М_КР и R_OC. При этом возможны 3 случая:

где К - коэффициент запаса прочности; f- коэффициент трения материалов.

Порядок выполнения:

1. Определяем величину минимального допустимого эксплуатационного удельного давления(Н/м²), способного передать заданный крутящий момент:

,

где М_КР- крутящий момент, Н?м; К- коэффициент запаса прочности (К=1...2); d и l- номинальный диаметр и длина сопряжения, м; f- коэффициент трения материалов (для стальных деталей f=0,085 [4]).

=Н/м²

2. Величина натяга в неподвижном соединении определяется расчетом и должна обеспечивать два основных требования: а) гарантировать относительную неподвижность вала и втулки; б) обеспечивать прочность деталей, образующих соединение, т. е. гарантировать от возможного разрушения при сборке.

2.1. Исходя из первого требования к натягу, определим наименьший расчетный натяг в соединении N_P.MIN, при котором может быть передан крутящий момент:

,

где Р_MIN- минимальное допустимое удельное эксплуатационное давление, Н/м²; d- номинальный диаметр сопрягаемых поверхностей, м; C₁, С₂- коэффициенты, определяющие жесткость и конструкцию сопрягаемых поверхностей(безразмерные коэффициенты Ляме); E₁, E₂- модули упругости вала и втулки, Н/м² (для стальных деталей E=2?10¹¹Н/м²[4]). Конструктивные коэффициенты Ляме C₁ и С₂,в свою очередь, будут определяться по формулам:

для вала; для втулки,

где d- посадочный диаметр сопряжения; d₁- диаметр отверстия охватываемой детали(вала); d₂- наружный диаметр охватывающей детали(втулки); µ₁, µ₂- коэффициенты Пуассона вала и втулки(для стальных деталей µ=0,3 [4]).

для вала;

+0,3 = 2,2 для втулки;

мкм

2.2. Исходя из второго требования к натягу, определим максимально возможный расчетный натяг в соединении NP.MAX, при котором еще может быть гарантирована прочность соединения от разрушения:

,

где Р_MAX- максимальное допустимое удельное эксплуатационное давление, допускаемое прочностью наименее жесткой детали, Н/м².

Для выбора Р_MAX определим и сравним величины допустимых удельных контактных давлений для вала и для втулки, т. е. оценим прочность вала и втулки(выдержит ли материал при запрессовке) из условий:

² для вала;

² для втулки;

где у_Т1, у_Т2- пределы текучести материалов вала и втулки(для стали у_Т=3,8?10⁸Н/м²). Из двух значений P_ДОП, определенных выше, берется минимальное (для втулки как для наиболее слабого звена), которое и будет составлять максимальное контактное давление Р_MAX, допускаемое прочностью наименее жесткой детали (втулки):



P_MAX= P_ДОП для втулки, Н/м².

²=0,58*3,8*0,86=18,9*Н/м² для вала;

² =0,58*3,8*0,688=15,2*Н/м² для втулки;

P_MAX=15,2*(P_ДОП для втулки);

6*117мкм,

2.3. Определим действительные(технологические) натяги(после сборки) с учетом поправки на смятие микронеровностей:

N_Т.MAX= N_P.MAX+?N; N_Т.MIN= N_P.MIN+?N,

где ?N- поправка на смятие микронеровностей.

?N=2?(К₁?R_z1+ К₂?R_z2),

где К₁, К₂- коэффициенты, учитывающие величину обжатия микронеровностей вала и отверстия(К₁=К₂=0,6 для всех случаев); R_z1, R_z2- шероховатости поверхностей вала и отверстия.

ЗначенияR_z1 и R_z2 определяются из табл. П.16 по номинальному диаметру d и квалитету сопряжения. Посадки с натягом(прессовые) применяются только в точных квалитетах YT6 ... YT8, поэтому принимаем квалитет YT7 из данного диапазона и для отверстия и для вала нормальную точность (Н).

По табл. П.16 в нашем примере R_z1=R_z2=4,0 мкм, R_aB=0,8 мкм, R_aA=0,8 мкм.

Полученные значения шероховатости необходимо сравнить с предельными значениями для посадок с натягом[4]. Предельные условия выглядят так:

R_aВ?0,8...1,6 мкм для вала;

R_aA?1,6...3,2 мкм для отверстия.

При Rz=4?Ra значения шероховатости для обоих поверхностей удовлетворяют указанным условиям и в корректировке не нуждаются. Окончательно принимаем R_zА=4 мкм, R_zВ=4 мкм.

Тогда ?N=2?(0,6?4+0,6?4)=9,6 мкм,

N_Т.MAX= 117+9,6=126,6 мкм; N_Т.MIN= 19,2+9,6=28,8 мкм.

3. По полученным технологическим натягам выбираем стандартную посадку ЕСДП с натягом в системе отверстия по табл. П.12. Условия выбора посадки: N_ЕСДП.MIN ? N_Т.MIN - условие противодействия прокручиванию; N_ЕСДП.MAX ? N_Т.MAX - условие от разрушения.

В нашем примере поле допуска основного отверстия будет H7. Указанным условиям выбора посадки в табл. П.12 удовлетворяет посадка ?95H7/s6 (N_ЕСДП.MIN=36 мкм, N_ЕСДП.MAX=93 мкм).

Если условия выбора не выполняются, необходимо скорректировать значения шероховатости, изменив квалитет либо степень относительной геометрической точности обработки в табл. П.16 по согласованию с преподавателем(повторить расчет, начиная с п. 2.3).

4. Проверим выбранную посадку на прочность и оценим возникающие напряжения.

Для этого определим максимальное удельное давление выбранной посадки:

10⁷Н/м²

Напряжения, возникающие в соединении, будут равны:

=12,65 Н/м² для вала;

=15,8 Н/м² для втулки.

Оценим прочность соединения по пределу текучести. Должны выполняться условия:

у₁<у_Т1; у₂<у_Т2,

где у₁, у₂- напряжения вала и втулки при максимальном натяге вы-бранной посадки; у_Т1, у_Т2- пределы текучести материалов вала и втулки соответственно. Если данные условия выполняются, посадка выбрана верно. Если нет, необходимо скорректировать значения шероховатости посадочных поверхностей по согласованию с преподавателем. В нашем случае условия у₁<у_Т1; у₂<у_Т2 выполняются:

12,65?10⁷<3,8?10⁸; 15,8?10⁷<3,8?10⁸.

Запишем вывод: по условию прочности посадка ?95 H7/s6 выбрана верно.

5. Необходимо построить схему полей допусков выбранной посадки по примеру задачи №1 в развернутом виде (рис. 12) , а также графическую часть сборочного чертежа по примеру задачи №2 .

Посадка с натягом H7/s6:

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=+35 мкм, EI=0, предельные отклонения вала es=+71 мкм, ei=+93 мкм.

б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=95+0,035=95,035 мм;

D_MIN= D + EI=95+0=95 мм;

d_MAX= d + es=95+ 0,071 = 95,071 мм;

d_MIN= d + ei=95+0,093=95,093 мм.

в) Допуски отверстия и вала(T_D, T_d):

T_D= ES - EI=35-0=35 мкм;

T_d= es - ei=93 - 71=22 мкм.

г) Наибольший(N_MAX) и наименьший(N_MIN) предельные натяги:

N_MAX= es - EI = 93 - 0 =93 мкм;

N_MIN= ei - ES = 73 - 35 = 36 мкм.

д) Допуск посадки(в данном случае обозначается T_N, т. к. посадка с натягом)

T_N= T_D+T_d=35+22=57 мкм.

Задача 4

Расчет и выбор посадок подшипника качения

Исходные данные: d -диаметр сопряжения подшипника с валом = 40 мм; D - диаметр сопряжения подшипника с корпусом = 75 мм; R - реакция опоры = 10500 Н; характер нагрузки наружного - (М) и внутреннего - (Ц) колец подшипника; режим работы подшипника - нормальный, перегрузка не более 150 %, осевой нагрузки нет. Подшипник используется шариковый радиальный однорядный, класса точности Р0. Вал, на который садится внутреннее кольцо подшипника - сплошной.

Шариковые, роликовые и игольчатые подшипники принято называть общим названием «подшипники качения». Каждый такой подшипник состоит из наружного и внутреннего колец и расположенных между ними шариков, или роликов, или игл. В настоящее время подшипники качения являются основным видом опор в машинах. Долговечность подшипников качения определяется величиной и характером нагрузки, точностью изготовления, правильной посадкой на вал и в отверстие корпуса, качеством монтажа. Точность подшипников качения определяется по ГОСТ 3478-79, в котором установлено пять классов точности: Р0, Р6, Р5, Р4 и Р2 (в порядке повышения точности). В каждом классе точности для подшипников регламентируются: отклонения посадочных размеров колец, постоянство ширины колец, предельное радиальное биение дорожки качения кольца, биение базового торца подшипника. Наибольшее распространение в машиностроении имеет нулевой класс точности Р0. Подшипник качения - это стандартный узел, поэтому присоединительные поверхности наружного и внутреннего колец являются основными и определяют систему посадок. Из этого следует, что посадка внутреннего кольца подшипника назначается в системе отверстия, а посадка наружного кольца подшипника - в системе вала. При этом поле допуска на отверстие внутреннего кольца подшипника, в отличие от обычных (не подшипниковых) посадок в системе отверстия, ограничивается нулевой линией и одним отрицательным отклонением. Такое правило установлено в машиностроении с целью получения точных переходных посадок при сопряжении внутренних колец подшипника со стандартными валами, имеющими одно отрицательное отклонение. Посадки подшипников качения на вал и в корпус назначаются в зависимости от типа и размера подшипника, условий его эксплуатации, величины и характера действующих на него нагрузок и от характера нагружения колец. Различают три вида нагружения колец: местное (М), циркуляционное (Ц) и колебательное (К).

Вид нагружения кольца подшипника качения существенно влияет на выбор его посадки. Рассмотрим типовые схемы механизмов и особенности работы подшипников в них.

Первая типовая схема (рис. 12, а). Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, наружное кольцо, установленное в корпусе, неподвижно. Радиальная нагрузка R постоянна по величине и не меняет своего положения относительно корпуса. В этом случае внутреннее кольцо воспринимает радиальную нагрузку R последовательно всей окружностью дорожки качения, такой вид нагружения кольца называется иркуляционным. Наружное кольцо подшипника воспринимает радиальную нагрузку лишь ограниченным участком окружности дорожки качения, такой характер нагружения кольца называется местным. Дорожки качения внутренних колец подшипников изнашиваются равномерно, а наружных - только на ограниченном участке. При назначении посадок подшипников качения существует правило: кольца, имеющие местное нагружение, устанавливаются так, чтобы обеспечивалась возможность их проворота с целью более равномерного износа дорожек качения (посадки с зазором); при циркуляционном нагружении, напротив, кольца сажают по более плотным посадкам (с натягом).

Вторая типовая схема (рис 12, б). Наружные кольца подшипников вращаются вместе с зубчатым колесом. Внутренние кольца подшипников, посаженные на ось, остаются неподвижными относительно корпуса. Радиальная нагрузка R постоянна по величине и не меняет своего положения относительно корпуса. В этом случае наружное кольцо воспринимает радиальную нагрузку R последовательно всей окружностью дорожки качения, т.е. имеет циркуляционное нагружение. Внутреннее кольцо подшипника воспринимает радиальную нагрузку лишь ограниченным участком окружности дорожки качения, т.е. имеет местное нагружение.

Третья типовая схема (рис. 12, в). Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, наружное кольцо, установленное в корпусе, - неподвижно. На кольца действуют две радиальные нагрузки, одна постоянна по величине и по направлению R; другая, центробежная RЦ, меньше по величине и вращается вместе с валом. Равнодействующая сил R и RЦ совершает периодическое колебательное движение, симметричное относительно направления действия силы R. На рис. 12, в штриховыми линиями показано последовательное положение эпюры нагружения наружного кольца подшипника на ограниченном участке дорожки качения, которая смещается справа налево и меняется по величине. Такой режим нагружения кольца называется колебательным. При этом режиме нагружения кольца рекомендуется назначать переходные посадки. Внутреннее кольцо воспринимает суммарную радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения, т.е. имеет циркуляционное нагружение.

Четвертая типовая схема (рис. 12, г). Наружное кольцо подшипника вращается, внутреннее кольцо, установленное на валу, неподвижно. На кольца действуют две радиальные нагрузки: одна постоянна по величине и по направлению R, другая, центробежная RЦ, меньше по величине и вращается вместе с наружным кольцом. Внутреннее кольцо при этом нагружено колебательно, наружное - циркуляционно.



Используемые посадки для колец подшипников классов точности 0 и 6 при всех четырех схемах нагружения перечислены в табл. П.17. Из приведенной на рис. 13 схемы видно, что для подшипников 0 и 6 классов точности все поля допусков сопрягаемых валов располагаются в 6 квалитете, а поля допусков отверстий корпусов - в 7 квалитете.

Порядок выполнения:

1. По ГОСТ 8338-75 определяем размеры подшипника (по табл. П.18, из легкой серии диаметров 2): d = 40 мм, D = 80 мм, B = 18 мм, r = 2,0 мм, условное обозначение подшипника - 208.

2. По табл. П.17, зная характер нагрузки наружного (М) и внутреннего (Ц) колец, выписываем все используемые посадки для двух сопрягаемых диаметров подшипника класса точности Р0: для внутреннего, циркуляционно нагруженного кольца L0/n6, L0/m6, L0/k6, L0/js6, для наружного, местно нагруженного кольца G7/l0, H7/l0, JS7/l0, K7/l0, M7/l0.

Обратите внимание, что все поля допусков сопрягаемых валов расположены в 6 квалитете, а поля допусков отверстий корпусов - в 7 квалитете.

Последующие действия направлены на то, чтобы выбрать для каждого кольца из нескольких возможных посадок наиболее подходящую.

3. Посадки колец с циркуляционным нагружением назначаются исходя из интенсивности радиальной нагрузки PR, которая подсчитывается по формуле



,

где R - радиальная реакция опоры на подшипник, Н; b - рабочая ширина посадочного места подшипника (b=B-2?r, где B - ширина подшипника, м; r - радиус закругления, м); KП - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150 % и умеренных толчках KП =1, при перегрузке до 300 %, силовых ударах и вибрации KП =1,8); F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; при сплошном вале F=1; FA - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядном коническом роликоподшипнике. Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом FA =1.

В нашем примере при R = 10500 Н, KП =1, F=1, FA =1, b=0,018-2?0,002=0,014 м

,

Циркуляционно у нас нагружено внутреннее кольцо подшипника, и для него по табл. П.19, используя подсчитанную интенсивность радиальной нагрузки PR= 750 кН/м и диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника d=40 мм, производим уточнение поля допуска для сопрягаемого вала: в 6 квалитете это поле k6. Поля допусков m6, n6 согласно табл. П.19 также могут быть использованы, но предпочтительным является поле допуска k6, так как оно дает меньший натяг сопряжения (см. рис. 13). Окончательно выбираем для вала посадку L0/k6.

4. Посадка кольца с местным нагружением (в нашем примере наружного) назначается по табл. П.20. Для нормального режима работы с перегрузками не более 150 % при сопрягаемом диаметре D=80 мм из пяти возможных в нашем случае полей допусков (см. п. 2 настоящей методики) табл. П.20 рекомендует два поля допуска: G7 для неразъемного корпуса и H7 для разъемного. Поскольку информация о конструкции корпуса в исходных данных не оговаривается, выберем в качестве предпочтительного поля допуска отверстия H7, так как: 1) это поле допуска основного отверстия, следовательно, его легче будет изготовить; 2) поле допуска H7 обеспечивает меньший зазор при посадке наружного кольца, чем поле допуска G7 (см. рис. 13), то есть обеспечивает большую точность и защиту от вибраций подшипникового узла. Окончательно выбираем для корпуса посадку H7/l0.

5. Посадка кольца с колебательным нагружением (в нашем примере отсутствует) назначается по табл. П.20 в зависимости от посадочного диаметра кольца. Поля допусков сопрягаемых валов из этой таблицы необходимо брать в 6 квалитете, поля допусков отверстий корпусов - в 7 квалитете, т. к. у всех вариантов заданий класс точности Р0.

6. По буквенному обозначению полей допусков посадок для внутреннего (L0/k6) и наружного (H7/l0) колец подшипника определим предельные отклонения.

6.1. Определим отклонения посадочных поверхностей вала и корпуса, сопрягаемых с подшипником. В нашем примере для вала ?40k6 по табл. П5 es=+18 мкм, ei=+2 мкм. Для отверстия ?80H7 по табл. П.4 ES=+30 мкм, EI=0 мкм.

6.2. Определим отклонения на посадочные элементы самого подшипника по табл. П.22. В нашем примере для внутреннего кольца ?40L0 ES=0 мкм, EI=-12 мкм. Для наружного кольца ?80l0 es=0 мкм, ei=-13 мкм.

7. Необходимо построить схемы полей допусков посадок внутреннего и наружного колец по примеру задачи № 1 в развернутом виде (см. рис.6). Для каждой посадки строится отдельная схема.

Посадка с натягом L0/k6:

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=0 мкм, EI=-12, предельные отклонения вала es=+18 мкм, ei=+2 мкм.



б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=40+0=40,000 мм;

D_MIN= D + EI=40-0,012=39,988 мм;

d_MAX= d + es=40+ 0,018= 40,018мм;

d_MIN= d + ei=40+0,002=40,002 мм.

в) Допуски отверстия и вала(T_D, T_d):

T_D= ES - EI=0-(-12) = 12 мкм;

T_d= es - ei=18-2 =16 мкм.

г) Наибольший(N_MAX) и наименьший(N_MIN) предельные натяги:

N_MAX=es - EI = 18 - (-12) = 30 мкм;

N_MIN=ei - ES =2 - 0 =2 мкм;

д) Допуск посадки(в данном случае обозначается T_N, т. к. посадка с натягом)

T_N= T_D+T_d=12+16=28мкм.

Графическое изображение полей допусков посадки L0/k6 в масштабе 1:1000 (рис. 14).



Рис. 14 Графическое изображение полей допусков посадки L0/k6

Посадка с зазором H7/l0:

а) Предельные отклонения основного отверстия ES=+30 мкм, EI=0, предельные отклонения вала es=0 мкм, ei=-13 мкм.

б) Наибольшие(D_MAX, d_MAX) и наименьшие(D_MIN, d_MIN) предельные размеры отверстия и вала:

D_MAX= D + ES=80+0,030=80,030 мм;

D_MIN= D + EI=80+0=80,000 мм;

d_MAX= d + es=80+0= 80,000 мм;

d_MIN= d + ei=80+(-0,013)=79,987 мм.

в) Допуски отверстия и вала(T_D, T_d):

T_D= ES - EI=30-0 = 30 мкм;

T_d= es - ei=0-(-13) =13мкм.

г) Наибольший(S_MAX) и наименьший(S_MIN) предельные зазоры:

S_MAX= ES - ei=30-(-13)=43 мкм;

S_MIN= EI - es=0-0=0 мкм.



д) Допуск посадки(в данном случае обозначается T_S, т. к. посадка с зазором)

T_S= T_D+T_d=43+0=43 мкм.

Графическое изображение полей допусков посадки H7/l0 в масштабе 1:1000 (рис. 15).

Рис. 15 Графическое изображение полей допусков посадки H7/l0

Размещено на Allbest.ru