Расчет и выбор посадок для деталей машин

Отверстие: ∆доп=18 мкм

Вала: ∆доп=5 мкм

По таблице П.3 [5] в качестве универсального средства измерений выбираем:

Для вала – микрометр гладкий.

Для отверстия – индикаторный нутромер.

И окончательно по таблице П.5 [5] выбираем для вала микрометр гладкий с ценной деления 0.01, пределом измерения от 50 до 75 мм, первого класса точности (Микрометр МК-75-1 ГОСТ 6507-78), с погрешностью измерений ∆СИ=±0.002 мм.

Проверка: ∆СИ=2 мкм < ∆доп=5 мкм, значит СИ выбрано правильно.

По таблице П.6 [5] выбираем для измерения диаметра отверстия индикаторный нутромер первого класса точности с пределом измерений от 50 до 100 мм, ценой деления 0.002 мм с головкой 2ИГ с глубиной измерения 200 мм, который дает погрешность ∆СИ=±0.004 мм (Нутромер 50-100 ГОСТ 9244-75).

Проверка: ∆СИ=4 мкм < ∆доп=18 мкм, значит СИ выбрано правильно.

2.3.4 Построение схемы полей допуска соединяемых деталей и их эскизов.

Рисунок 2.9 –Схема полей допусков соединения

  Рисунок 2.10 – Эскиз полуоси

  Рисунок 2.11 – Эскиз распорного кольца

Рисунок 2.12 – Эскиз соединения

3. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

3.1 Определить посадочные размеры подшипника и продольные отклонения этих размеров.

3.1.1 Исходные данные:

Номер подшипника-307

Из таблицы К27 [9] определяем тип подшипника и его характеристики:

Тип подшипника – шариковый радиальный однорядный.

Режим работы - нормальный

Диаметр наружного кольца - D=80 мм

Диаметр внутреннего кольца - d=35 мм

Ширина кольца – В=21 мм

По маркировке подшипника определяем степень точности – 0.

3.1.2 Исходя из степени точности и величины диаметров внутреннего и наружного колец, по таблице П.9 и П.10 [5] определяем их предельные отклонения.

Для D:ТН =-16 мкм

Для d: ТВ=-12 мкм

3.2 Определение вида нагружения, выбор посадок подшипника на вал и в корпус.

Для нашего механизма характерен циркуляционный тип нагружения внутреннего кольца, т.к. имеется вращающийся вал. А внешнее кольцо испытывает местное нагружение.

По этим данным и диаметру внутреннего кольца подшипника из таблицы П.11 [5] выбираем посадку Lо/k6 на вал - Ø.

Из таблицы П.13 [5] выбираем посадку Js7/l0, на отверстие -Ø.

3.3 Определение предельных отклонений посадочных поверхностей вала и отверстия в корпусе.

Предельные значения посадок:

– посадка на вал внутреннего кольца

Nmax=25 мкм

Nmin=2 мкм

– посадка в корпус наружного кольца

Smax=30 мкм

Nmax=15 мкм

3.4 Определение шероховатости, допускаемых отклонений формы и расположения соединяемых поверхностей.

3.4.1 Определяем по таблице П.14 [5] шероховатость посадочных поверхностей.

Вал: Ra=1.25 мкм

Отверстие: Ra=1.25 мкм

Торцы заплечиков валов и корпусов: Ra=2.5 мкм

3.4.2 Определение допусков формы.

Из таблицы П.14 [5] находим допускаемые торцовые биения:

-вал: 25 мкм

-отверстие: 30 мкм

Для подшипников нулевого класса точности, допускаемые отклонения цилиндричности не должны превышать половины допуска на диаметр:

Для отверстия в корпусе - мкм

Для вала - мкм

Выбираем по таблице 2.18 [7] степень точности вала и отверстия и стандартное значение допуска цилиндричности:

Для вала: 5-я степень точности, точность формы - мкм.

Для отверстия: 6-я степень точности, точность формы - мкм.

3.4.3 По таблице П.1 [1] определяем методы обработки поверхностей вала и корпуса.

Для вала - круглое чистовое шлифование с достижением шероховатости Ra=1.25 мкм.

Для отверстия – чистовое растачивание с параметром шероховатости Ra=2.5 мкм.

3.5 Построение полей допусков, эскизы посадочных поверхностей вала и корпуса, а также сборочный эскиз.

Рисунок 3.1 – Схема полей допусков вала и корпуса

Рисунок 3.2 – Эскиз вала

Рисунок 3.3 – Эскиз отверстия

Рисунок 3.4–Эскиз соединения

4. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Имеем по заданию: вал диаметром 28 мм, шпонку призматического типа.

4.1 Размеры шпонки и шпоночных пазов.

По таблице 3.2 [6] определяем размеры шпонки, шпоночных пазов вала и шестерни, а также их предельные отклонения:

       ширина шпонки b = 8 мм;

       высота шпонки h = 7 мм;

       длина шпонки l = 50 мм;

       ширина шпоночного паза на валу b1 = 8 мм;

       ширина шпоночного паза на шестерне b2 = 8 мм;

       глубина шпоночного паза на валу t1 = 4 мм;

       глубина шпоночного паза на шестерне t2 = 3.3 мм;

4.2 Выбор посадок шпонки в паз вала и шестерни.

Так как крутящий момент передаётся за счёт шпоночного соединения, поэтому для надежной работы узла по таблице 3.2 [6] принимаем нормальное соединение с полем допуска ширины шпоночного паза вала N9 и полем допуска ширины шпоночного паза шестерни JS9.

Посадки будут в системе вала:

           1) шпонка в паз вала по ширине – N9/h9

           2) шпонка в паз шестерни по ширине – JS9/h9.

По таблицам 3.1 и 3.2 [6]определяем отклонения размеров шпоночного соединения:

1) ширина шпонки мм;

2) ширина шпоночного паза на валу мм;

3) ширина шпоночного паза на шестерне мм;                                

4) высота шпонки мм;

5) глубина шпоночного паза на валу t1= мм;

6) глубина шпоночного паза на шестерне t2 = мм;

7) длина шпонки l = 50h14(-0,620) мм;

8) длина шпоночного паза на валу l1 = 50H15(+1,000) мм.

Определим предельные размеры шпонки и пазов по ширине:

1)  наибольшая ширина шпонки bmax = 8 мм;

2)  наименьшая ширина шпонки bmin = 7.964 мм;

3)  наибольшая ширина паза на валу b1max = 8 мм;

4)  наименьшая ширина паза на валу b1min = 7.964 мм;

5)  наибольшая ширина паза на шестерне b2max = 8.018 мм;

6)  наименьшая ширина паза на шестерне b2min = 7.982 мм.

Определим предельные размеры шпонки и пазов по высоте:

1)  наибольшая высота шпонки hmax = 7 мм;

2)  наименьшая высота шпонки hmin = 6,910 мм;

3)  наибольшая глубина паза на валу t1max = 4.2 мм;

4)  наименьшая глубина паза на валу t1min = 3.8 мм;

5)  наибольшая глубина паза на шестерне t2max = 3.5 мм;

6)  наименьшая глубина паза на шестерне t2min = 3.1 мм.

Определим предельные размеры шпонки и пазов по длине:

1)  наибольшая длина шпонки lmax = 50 мм;

2)  наименьшая длина шпонки lmin = 49,38 мм;

3)  наибольшая длина паза на валу l1max = 51 мм;

4)  наименьшая длина паза на валу l1min = 50 мм.

Определение предельных значений посадок по ширине:

       Шпонка – вал:

Наибольший натяг Nmax = 36 мкм;

Наибольший зазор Smax = 36 мкм.

       Шпонка – шестерня:

Наибольший натяг Nmax = 18 мкм;

Наибольший зазор Smax = 54 мкм.

Определение предельных значений посадок по длине:

       Шпонка – вал:

Наибольший зазор Smax = 1620 мкм;

Наименьший зазор Smin = 0.

4.3 Определение оптимальной шероховатости поверхности. Выбор измерительного и контрольного инструмента.

4.3.1 Выбор методов обработки поверхностей.

По таблице 2.66 [7] определяем методы обработки поверхностей и их шероховатости.

Вал – фрезерование концевой фрезой, Rz=20 мкм.

Шестерня – протягивание чистовое,  Rz=20 мкм.

Шпонка – шлифование плоское получистовое, Ra=1.6 мкм.

4.3.2 Подбор измерительного и контрольного инструмента.

Глубину паза измеряем индикаторным глубиномером типа ГИ

Характеристика по приложению [3]:

– пределы измерения 0...10 мм

– цена деления 0,01 мм

– предельная погрешность мкм

Ширину и высоту шпонки измеряем микрометром гладким МК 25-2 ГОСТ 6507-78 (цена деления 0.01, предельная погрешность ±4 мкм)

Длину шпонки – микрометром гладким МК 75-2 ГОСТ 6507-78 (цена деления 0.01, предельная погрешность ±4 мкм)

Ширину паза вала контролируем пазовым калибром 8N9 (ПР)

(допуск ±1.5 мкм) и JS9 (НЕ) (допуск ±1.5 мкм) ГОСТ 24121-80.

Ширину паза диска контролируем пазовым калибром 8N9 (ПР) (допуск ±1.5 мкм)  и JS9 (НЕ) (допуск ±1.5 мкм) ГОСТ 24121-80.

Глубину паза вала контролируем калибром-глубиномером 4.2 (ПР) (допуск ±1.25 мкм)  и 3.8 (НЕ) (допуск ±1.25 мкм)  ГОСТ 24118-80.

Глубину паза шестерни контролируем калибром-пластиной 3.5 (ПР) (допуск ±1.25 мкм)  и 3.1 (НЕ) (допуск ±1.25 мкм)  ГОСТ 24116-80.

4.4 Схема расположения полей допусков шпоночного соединения. Эскизы деталей и их соединения.

Рисунок 4.1 – Схема полей допусков шпоночного соединения

Рисунок 4.3 – Эскиз вала

Рисунок 4.4 Эскиз фланца

Рисунок 4.5 – Эскиз шпоночного соединения

Рисунок 4.6 – Эскиз шпонки

5. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Исходные данные: номинальный размер шлицевого соединения 8х62х72.

5.1 Выбор способа центрирования и посадок шлицевых деталей.

Применим центрирование по внутреннему диаметру d.

По таблице 4.4 [6] определяем посадки:

Для размера

Для размера

5.2 Определение предельных отклонений.

Наружный диаметр D = 72 H12/a11

-                     верхнее отклонение шестерни ES = +300 мкм;

-                     нижнее отклонение шестерни EI = 0 мкм;

-                     верхнее отклонение вала es = -340 мкм;

-                     нижнее отклонение вала ei = -530 мкм.

Внутренний диаметр d = 62 H7/f7

-                     верхнее отклонение шестерни ES = +30 мкм;

-                     нижнее отклонение шестерни EI = 0 мкм;

-                     верхнее отклонение вала es = -30 мкм;

-                     нижнее отклонение вала ei = -60 мкм.

Ширина шлицов b = 12 F8/f8

-                     верхнее отклонение шестерни ES = +43 мкм;

-                     нижнее отклонение шестерни EI = +16 мкм;

-                     верхнее отклонение вала es = -16 мкм;

-                     нижнее отклонение вала ei = -43 мкм.

5.3 Выбор методов обработки и контрольного инструмента.

Для отверстия окончательным методом обработки выбираем получистовое круглое шлифование, Ra=3.2 мкм. 

Для вала –профильное чистовое шлифование впадин,   Ra=1.6 мкм.

Для контроля шлицевых валов (по таблице 2.2 [8]):

калибр-скоба ПР и НЕ 56 ГОСТ 24964-81.

Для контроля шлицевых отверстий(по таблице 2.2 [8]):

для D – калибр - пробка ПР и НЕ 65 ГОСТ 24961-81.

для b – пазовый калибр ПР и НЕ 10 ГОСТ 24968-81.

5.4 Схема полей допуска шлицевого соединения. Эскизы деталей и их сборочный эскиз.

Рисунок 5.1 – Схема полей допуска шлицевого соединения

Рисунок 5.2 – Эскиз вала

Рисунок 5.3 – Эскиз вилки шарнира

Рисунок 5.4 – Эскиз шлицевого соединения

6. РАСЧЁТ ПОСАДКИ С НАТЯГОМ

6.1. Исходные данные.

              Рис. 6.1 – Эскиз соединения.

6.2. Определение нагрузок.

Давление от крутящего момента:

Давление от осевой силы:

Суммарная нагрузка:

где :

Рос – наибольшая осевая сила, Н;

МКР – наибольший крутящий момент, Н·м;

f – коэффициент трения (принимаем равным 0,12 по таблице 1.104 [7]);

l – длина соединения, м;

dn – номинальный диаметр соединения, м.

6.3 Определение натяга.

Рассчитав Р, необходимую для передачи заданной нагрузки на основании зависимостей известных из решений задачи Лямэ для толстостенных цилиндров можно определить наименьший натяг, способный передать данные нагрузки:                              

,

где:

ED и Ed – модули упругости отверстия и вала (принимаем: ED = 2·1011 Па,

Ed = 0.84·1011 Па (по таблице 1.106 [7]).

Сd и СD – коэффициенты, определяемые по формулам:

1.69;

2.92

где:

μD , μd  –  коэффициенты Пуассона (принимаем  D = 0,25; μd = 0,35 (таблица 1.106 [7])).

Получим минимальный натяг:

мкм

6.4 Определяем расчетный натяг:

Nрасч=Nmin + 1.2(RZd + RZD)=31+1.2·(3.2 + 3.2)=38.7 мкм

6.5 По таблицам П.7 и П.8 [5] выбираем посадку H7/u7, которая удовлетворяет условию Nmin ≥ Nрасч и имеет минимальный  и максимальные натяги соответственно равные 35 мкм и 85 мкм.

6.6 Определение наибольших напряжений, которые могут возникнуть после запрессовки при применении посадки Ø45 H7/u7.

МПа

МПа

МПа

Эти напряжения должны быть меньше предела текучести, т.е. σD < σTD, σd < σTd.

Втулка изготовлена из стали, имеющей предел текучести

TD=275 МПа.

Вал изготовлен из бронзы, имеющей предел текучести Td=280 МПа.

Т.е. условия прочности выполняются, и посадка выбрана правильно.

6.7 Построение схемы полей допусков.

Находим предельные отклонения по таблице П.7 и П.8 в приложении [5]:

es=+95 мкм              ES=+25 мкм

ei=+70 мкм              EI=0 мкм

      Рис. 6.2 – Схема полей допусков соединения.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1.                  Марков Н.Н. Нормирование точности в машиностроении: учеб. Для машиностроит. спец. вузов. / Н.Н. Марков, В.В. Осипов, М.Б. Шабалина. – М.:Высшая школа, 2000.-355 с.

2.                  Никифоров А.Д. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: учебное пособие для студ. Вузов, обуч. по машиностроит. спец. – М.: Высшая школа, 2000.- 510 с.

3.                  Серый И.С. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. – М.: Агропромиздат, 1987.  – 367 с.

4.                  Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: учебник для вузов: / А.И. Якушев, Л.Н.Воронцов, Н.М. Федотов. – М.: Машиностроение, 1986. -352 с.

5.                  Шубин А.А. Основы нормирования точности в машиностроении: учеб. Пособие для студ. инж. спец. / А.А. Шубин, Ю.В.Янюк. – Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 2006. 168 с.