Посадки гладких цилиндрических соединений (1) (1). Расчет посадок гладких цилиндрических соединений рассчитаем посадку. 30 F8h8

• Название: Расчет посадок гладких цилиндрических соединений рассчитаем посадку. 30 F8h8
• Дата: 15.01.2018
• Размер: 0.58 Mb.
• Имя файла: Посадки гладких цилиндрических соединений (1) (1).docx
• Тип: Документы; #34220

РАСЧЕТ ПОСАДОК ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ
1. Рассчитаем посадку. Ø30 F8/h8

F8 (ES = +53; EI = +20); h8 (es=0; ei=-33)

1.2. Определяем предельные размеры для отверстия и вала:

Dmax = DN+ES = 30 + 0,053 = 30,053мм;

Dmin = DN+EI = 30 + 0,020 = 30,02мм;

dmax = dN + es = 30+0 = 30мм;

dmin = dN + ei = 30 + (-0,033) = 29,967мм.

Допуски отверстия и вала:

TD = Dmax – Dmin = 30,053-30,02 = 0,033мм;

Td = dmax – dmin = 30– 29,967 = 0,033мм;

либо

TD = ES – EI = 0,053 – 0,02 = 0,033мм;

Td = es – ei = 0 -(- 0,033) = 0,033мм;

1.3. Определяем предельные зазоры:

Smax = Dmax – dmin = 30,053 – 29,967 = 0,086мм;

Smin = Dmin – dmax = 30,02 – 30 = 0,02мм;

либо

Smax = ES – ei = 0,086 – 0 = 0,086мм;

Smin = EI – es = 0,02 – 0,033 =- 0,013мм;

Допуск зазора (посадки):

TS = Smax – Smin = 0,086 – 0,013= 0,073мм

либо

TS = TD + Td = 0,033 + 0,033 = 0,066мм

1.4. Строим схему расположения полей допусков (см. рисунок 1)
2. Рассчитаем посадку. Ø120 Р7/h6

Р7 (ES = -24; EI = -59); h6 (es=0; ei=-22)

2.1 Определяем предельные размеры для отверстия и вала:

Dmax = DN+ES = 120+( -0,024) = 119,976мм;

Dmin = DN+EI = 120+(- 0,059) = 119,941мм;

dmax = dN + es = 120+0 = 120мм;

dmin = dN + ei = 120+ (-0,022) = 119,978мм.

Допуски отверстия и вала:

TD = Dmax – Dmin = 119,976 – 119,941 = 0,035мм;

Td = dmax – dmin = 120– 119,978 = 0,022мм;

либо

TD = ES – EI = -0,024 – (-0,059) = 0,035мм;

Td = es – ei = 0 -(- 0,022) = 0,022мм;

2.2 Определяем предельные зазоры:

Smax = Dmax – dmin = 119,976 – 119,978 = -0,002мм;

Smin = Dmin – dmax = 119,941 – 120 = -0,059мм;

либо

Smax = ES – ei =- 0,024 – (- 0,022) =- 0,002мм;

Smin = EI – es = -0,059 – 0 = -0,059мм;

Допуск зазора (посадки):

TS = Smax – Smin = -0,002 – (-0,059) = 0,057мм

либо

TS = TD + Td = 0,035 + 0,022 = 0,057мм

2.2.3 Строим схему расположения полей допусков (см. рисунок 2)

2. Рассчитаем посадку. Ø200 K8/h7

K8 (ES = +22; EI = -50); h7 (es=0; ei=-46)

2.1 Определяем предельные размеры для отверстия и вала:

Dmax = DN+ES = 200+0,022 = 200,022мм;

Dmin = DN+EI = 200+(- 0,050) = 199,950мм;

dmax = dN + es = 200+0 = 200мм;

dmin = dN + ei = 200+ (-0,046) = 199,954мм.

Допуски отверстия и вала:

TD = Dmax – Dmin = 200,022 – 199,950 = 0,072мм;

Td = dmax – dmin = 200– 199,954 = 0,046мм;

либо

TD = ES – EI = 0,022– (-0,050) = 0,072мм;

Td = es – ei = 0 -(- 0,046) = 0,046мм;

2.2 Определяем предельные зазоры:

Smax = Dmax – dmin = 200,022 – 199,954 = 0,068мм;

Smin = Dmin – dmax = 199,950 – 200 = -0,050мм;

либо

Smax = ES – ei = 0,022 – (- 0,046) = 0,068мм;

Smin = EI – es = -0,050 – 0 = -0,050мм;

Допуск зазора (посадки):

TS = Smax – Smin = 0,068 – (-0,050) = 0,118мм

либо

TS = TD + Td = 0,072+ 0,046 = 0,118мм

2.2.3 Строим схему расположения полей допусков (см. рисунок 2)

2 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Данные для расчета приведены в таблице 2.1.
Таблица 2.1 - Исходные данные

Название и размерность параметров подшипника	Величина
Обозначение подшипника
Класс точности подшипника	5
Диаметр наружного кольца подшипника, мм	D = 280
Диаметр внутреннего кольца подшипника, D, мм	d = 180
Ширина кольца подшипника, мм	b = 24
Радиус скругления кольца подшипника, мм	r = 2,5
Радиальные реакции в опорах R1=R2=R,кН	20
Характер внешней нагрузки	С умеренными толчками и вибрацией. Перегрузка до 150%

Посадку внутреннего циркуляционно нагруженного кольца подшипника класса точности 5 принимаем по табл. 10 ГОСТ 3325-85* - 180L5/m6. Посадка местно нагруженного наружного кольца класса точности 5 в корпус – 280M6/l5

Класс допуска вала под внутренне кольцо – 180m6. Класс допуска отверстия в корпусе – 280M6. Определяем числовые значения отклонений для этих классов допусков вала и отверстия в корпусе согласно ГОСТ 25347-2013:

отклонения вала 180m6 es = +40 мкм;

ei= + 15 мкм;

отклонения отверстия в корпусе 280M6 ES = - 9 мкм;

EI = -41 мкм.

Числовые значения отклонений для классов допусков внутреннего кольца подшипника 180L5 и наружного кольца 280l5 определяем по ГОСТ 520-2002, ГОСТ Р 52859-2007:
- отклонения среднего диаметра отверстия внутреннего кольца в единичной плоскости - 180L5 ES = 0;

EI = -13 мкм;

- отклонения среднего диаметра наружного кольца подшипника в единичной плоскости - 280l5 es = 0;

ei = - 18 мкм.

На рисунке 2.1 приведен пример обозначений посадок подшипников качения на сборочных чертежах и классов допусков сопрягаемых деталей.

Рисунок 2.1 - Обозначение посадок подшипника качения и классов допусков сопрягаемых деталей
По найденным значениям отклонений сопрягаемых деталей строим схему расположения интервалов допусков внутреннего кольца подшипника с валом (рисунок 2.2) и проводим анализ этой посадки (таблица 2.2).


Рисунок 2.2 - Схема расположения интервалов допусков посадки

180L5/m6 в системе отверстия


Таблица 2.2 - Анализ посадки 180L5/m6

Наименование	Отверстие		Вал
Обозначение класса допуска	180L5		180m6
Верхнее отклонение, мкм Нижнее отклонение, мкм	ES = 0 EI = - 13		es = + 40 ei = + 15
Верхний предельный размер, мм Нижний предельный размер, мм	Dmax = 180,000 Dmin = 179,987		dmax = 180,04 dmin = 180,015
Допуск размера, мм	TD = Dmax - Dmin = 0,013		Td = dmax - dmin =0,025
Наибольший натяг, мм Наименьший натяг, мм		Nmax = dmax – Dmin = 0,053 Nmin = dmin – Dmax = 0,015
Диапазон посадки, мм		TN = TD + Td = Nmax - Nmin = 0,038

По найденным значениям отклонений сопрягаемых деталей строим схему расположения интервалов допусков наружного кольца подшипника и корпуса (рисунок 2.3). Проводим анализ этой посадки (таблица 2.3).


Рисунок 2.3 - Схема расположения интервалов допусков

посадки 280M6/l5 в системе вала
Таблица 2.3 - Анализ посадки 280M6/l5

Наименование	Отверстие		Вал
Обозначение класса допуска	280M6		280l5
Верхнее отклонение, мкм Нижнее отклонение, мкм	ES = -9 EI = - 41		es = 0 ei = - 18
Верхний предельный размер, мм Нижний предельный размер, мм	Dmax= 279,91 Dmin = 279,959		dmax = 280 dmin = 279,982
Допуск размера, мм	TD = Dmax - Dmin = -0,049		Td = dmax - dmin =0,018
Наибольший натяг, мм Наибольший зазор, мм		Nmax = dmax – Dmin = 0,041 Smax = Dmax – dmin = -0,072
Диапазон посадки, мм		TN,S = TD + Td = Nmax + Smax = -0,031

1. 
   Пример расчета посадок подшипника
   

Определить посадку наружного и внутреннего колец подшипника в корпус и на вал редуктора при следующих исходных данных (см. рис. П.3.1):

-диаметр наружного кольца D=280 мм;

-диаметр внутреннего кольца d=180 мм;

-ширина подшипника B=24 мм;

-класс точности подшипника 5;

-радиальные реакции в опорах 20kH;

-характер нагрузки - умеренная вибрация.

1. 
   В соответствии с условиями работы подшипника в качестве опоры вала в редукторе (рис. П 3.1.) определяем, что вращающееся вместе с валом внутреннее кольцо подшипника испытывает при постоянно направленной радиальной нагрузке R₁ циркуляционное нагружение (рис. 3.3.1a), а наружное кольцо, не вращающееся относительно радиальной нагрузки, испытывает местное нагружение (рис. 3.3.1б.).
   
2. 
   Посадку внутреннего кольца определяем по интенсивности нагрузки, рассчитываемой по формуле:
   

p_R = R₁·k₁·k₂·k₃·(1/b),

где R₁= R₂=20 кН - радиальная нагрузка на опору;

k₁ - коэффициент характера нагрузки.

Для нагрузки с умеренными толчками и вибрацией принимаем

k₁ = 1,0 (табл. П39,[2])

k₂ - коэффициент характера конструкции. Для жесткого (неразъемного) корпуса редуктора и сплошного вала принимаем

k₂ = 1,0 (табл. П40,[2])

k₃-коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами в подшипниках. Для однорядных подшипников принимаем k₃ = 1,0 (табл. П40,[2])



b=B-2r - расчетная ширина подшипника, где r - радиус закругления кольца.
Принимаем, исходя из данных [3], r =2,5 мм. При отсутствии такой информации в справочной литературе можно принимать r = 0.


В соответствии с данными табл.4.92 [3] принимаем для внутреннего кольца подшипника посадку сопряжения с валом, выполненным по полю допуска m6.

Для наружного кольца, испытывающего местное нагружение при спокойной динамике, принимаем сопряжение с неразъемным корпусом, выполненным с полем допуска отверстия по H7. (табл. 4.89 [3])

3. 
   Находим предельные отклонения и размеры:
   

а) вала 180 m6, где es = +46 мкм; ei = +17 мкм. (табл. 1.28[1])

Отсюда d_max = d+es = 180,0+0,046 = 180,046 мм;

d_min = d+ei = 180,0+0,017 = 180,017 мм;

Td = dmax –dmin = esei = 4617=29 мкм = 0,029 мм.

б)отверстия в корпусе 280 H7, где ES=+52мкм, EI=0, табл.1.36[1]

D_max = D+ES = 280+0,052 = 280,052 мм;

D_min = D+EI = 280+0 = 280,0 мм;

TD = ESEI= 520 = 40 мкм = 0,052 мм.

Находим предельные отклонения и размеры подшипника:

а) внутреннего кольца 180, класс точности 5, для которого

ES = 0, EI = 25 мкм. (табл.4.82 [3])

Отсюда D^п_max = D+ES = 180+0 =180,0 мм

D^п_min = D+EI = 180+(0,025) = 179,975 мм;

TD^п = D^п_max-D^п_min = ES - EI = 0(25) = 25 мкм = 0,025 мм.
б) наружного кольца 280 мм, класс точности - 5, для которого

es = 0; ei = 18 мкм (табл. 4.83 [3])

Отсюда d^п_max = d + es = 280+0 = 280,0 мм;

d^п_min = d + ei = 280+(0,018) = 279,982 мм;

Td^п = d^п_max d^п_min = es  ei = 0(18)= 18 мкм = 0,018 мм.

4. 
   Определяем параметры сопряжений:
   

а) внутреннее кольцо подшипника - вал

N_max = d_maxD^п_min = 180,046-179,975 = 0,071 мм;

N_min = d_min  D^п_max = 180,017 - 180,0 = 0,017 мм;

T_N = N_max  N_min = 0,071 - 0,017 = 0,054 мм.

б) наружное кольцо подшипника - корпус

S_max = D_maxd^п_min = 280,052279,982 = 0,07 мм;

S_min = D_min  d^п_max = 280,0  280,0 = 0 мм;

T_S = S_max S_min = 0,070 = 0,07 мм.

4. 
   По полученным данным строим схему расположения полей допусков деталей с основными характеристиками соединения (см. рис. 3.3.2.).
   
5. 
   Определение посадочного (рабочего) зазора в подшипнике.
   

Радиальный посадочный зазор в подшипнике после его установки на вал, выполненный по полю допуска m6, определяется как

g_п=g_н^ср-Δd₁^max, где g_н^ср – средний начальный зазор в подшипнике;



Исходя из данных табл.П4.2. 2 или приложения IX [6], имеем

для однорядного радиального шарикового подшипника:



Отсюда .

- диаметральная деформация беговой дорожки внутреннего кольца после посадки.


где - эффективный натяг в посадке; 2

- максимальный натяг в посадке; d = 180 мм - номинальный диаметр внутреннего кольца;

• 
  приведенный диаметр внутреннего кольца.
  

В нашем случае
а

Тогда радиальный посадочный зазор

g_п= 62,5 - 59,47 = 3,03мкм

3.4.1. Пример расчета размерной цепи
Решить размерную цепь узла редуктора, исходным (замыкающим) звеном которой является размер А_∆ = 10±1,5 мм, характеризующий положение торца зубчатого колеса относительно корпуса, а составляющие звенья имеют следующие номинальные размеры (см. рис.3.4.1).

А₁ А₂


А_ А₆ А₅ А₄ А₃

Рис. 3.4.1. Схема размерной цепи узла редуктора
где: А₁ = 275 мм - ширина внутренней полости корпуса;

А₂ = 1,5 мм - толщина уплотняющей прокладки;

А₃ = 25 мм - высота выступа крышки;

А₄ = 36,5 мм - ширина подшипника;

А₅ = 95 мм - длина распорной втулки;

А₆ = 110 мм - ширина ступицы зубчатого колеса;

А_∆ = 10 мм - зазор между ступицей и корпусом.

ES(A_∆) = +1,5 мм EI(A_∆) = -1,5 мм

1.На основании предлагаемой схемы размерной цепи можно сформировать следующие размерные связи между звеньями, влияющие на допуски размера замыкающего звена А_∆:

А_∆А₆; А₆А₅; А₅А₄; А₄А₃; А₃А₂; А₂А₁; А₁А_∆.
Таким образом, для нормальной работы узла необходим опре- деленный зазор в размерной цепи, приведенный по схеме к левой стороне в виде размера А_, который не допускает трения между корпусом и ступицей зубчатого колеса в редукторе при его работе

= ( 275 +1,5 ) – ( 25 +36,5 + 95 + 110 ) = 10 мм
В соответствии с изложенным определяем, что размеры А₁ и А₂ являются увеличивающими, а размеры А₃, А₄, А₅, А₆ - уменьшающими звеньями цепи, и наносим соответствующие стрелочные обозначения на схеме (рис. 3.4.1.)
2. Для решения размерной цепи используем способ допусков одного квалитета, исходя из аналитического выражения которого имеем

где а_ср- число единиц допуска (среднее), содержащееся в допуске каждого из звеньев размерной цепи;

TA_ = 3,0 мм = 3000 мкм – допуск исходного звена

- значение единицы допуска размера каждого составляющего звена в интервале со средним геометрическим размером D, выраженным в мм.
В соответствии с данными, изложенными в [4], где рекомендовано для значений размеров до 500 мм принимать рассчитанные значения i , получим для составляющих звеньев:

i₁ = 3,23 мкм; i₂ = 0,55 мкм; i₃ = 1,31мкм;

i₄ = 1,56 мкм; i₅ = 2,51 мкм; i₆ = 2,51 мкм;
Тогда

3. Исходя из полученной величины а_ср=257ед. по табл. 1.8 [1] устанавливаем соответствие ее 13-му квалитету, по которому назначаем допуски на размеры составляющих звеньев, а именно:

A₁ = 275^+0,810мм; A₂ = 1,5^+0,140мм – как для увеличивающих звеньев, принимаемых для упрощения расчета за размеры основных отверстий;
A₃ = 25_-0,330мм; A₅ = 95_-0,540мм; A₆ = 110_-0,540мм  как для уменьшающих звеньев, принимаемых также для упрощения расчета за размеры основных валов.
Допуск на размер А₄ определяем исходя из допусков на изготовление подшипников по его ширине В (табл. 4.82. [1])
А₄ = 36,5 _{- 0,150} мм.
4. Полученные допуски на размеры составляющих звеньев должны удовлетворять выражению: TA_ ≥ TA_i. В нашем случае имеем:
TA_i = 0,81+0,14+0,33+0,15+0,54+0,54=2,510 мм.


Отсюда, при сравнении TA_ = 3,0 мм с TA_i = 2,510 мм можно заключить, что допуски на один из размеров, в частности

А₁ = 275 ^+0,810 мм, можно увеличить до допуска по 14 квалитету, т.е. принять А₁ =275 ^+1,300 мм.
Тогда при проверке допусков размерной цепи получим:
 TA_i = 1,300+0,140+0,330+0,150+0,540+0,540 = 3,0 мм;
т.е.  TA_i = TA_ = 3,0 мм.
5. Далее выполняем проверку соответствия положения (координат) поля допуска исходного звена А^исх его положению, полученному в результате расчета А^зам.

1. 
   Верхнее предельное отклонение
   

2. 
   Нижнее предельное отклонение
   

3. 
   Координата Е_с середины поля допуска
   

Таким образом, полученные координаты поля допуска замыкающего звена не соответствуют исходным, но принимаются по результатам данного расчета размерной цепи в качестве базовых, а именно: =10^+3,0мм (схема полей допусков в данном примере не приводится, но в РГР выполняется обязательно).

Отсюда следует, что размерная цепь решена правильно, а узел редуктора будет работоспособен после сборки и в процессе эксплуатации.
3.5. Расчет шлицевых соединений

Исходя из данных задания (см. табл. П51, П52) необходимо рассчитать основные параметры шлицевого прямобочного соединения, для чего:
1) Обосновать способ центрирования и посадку шлицевого соединения. Дать стандартизованное условное обозначение узла в сборе и составляющих его элементов;
2) Рассчитать предельные отклонения центрирующего и нецентрирующих размеров (наружного и внутреннего диаметров, ширины впадин зубьев втулки и вала);
3) Построить схему расположения полей допусков на изготовление деталей;
4) Вычертить эскиз поперечного сечения шлицевого соединения в сборе и эскизы деталей с простановкой соответствующих размеров и отклонений.

3.5.1. Пример расчета шлицевого соединения
Определить характеристики шлицевого прямобочного соединения, имеющего номинальные размеры zdD=108288 мм, центрирование по размеру b и посадки H12/a11 и F10/d9.

1. 
   Указанное шлицевое соединение 108288 относится,
   

в соответствии с ГОСТ 1139-80 (см. табл. 4.71 [2]),

к соединениям легкой серии, передающим небольшие крутящие моменты. Ширина зуба b принимается равной 12мм.
Условное обозначение соединения как для узла в сборе

D10  82H12/a11  88F10/d9  12D9/f8

или как допускается в условных обозначениях,

D10  82  88F10/d912D9/f8

При этом имеем для вала

D10  82  88d9 12f8

и для втулки
D10  82  88F10  12D9

2. 
   Исходя из данных табл. П18, П19 [2], имеем следующие предельные отклонения размеров соединения, выполненного в системе отверстия:
   

для вала
D = 88d9 - центрирующий элемент (наружный диаметр);
es= 120мкм; ei= 207мкм; TD= 87мкм;
b = 12f8 - толщина зуба;
es= 36 мкм; ei= 90мкм; Tb= 54мкм;
d = 82a11 - нецентрирующий элемент (внутренний диаметр);
es= 380мкм; ei= 600мкм; Td= 220мкм.

для втулки
D = 82H12 - центрирующий элемент (наружный диаметр)

ES = +350мкм; EI = 0; TD = 350мкм;

b = 12D9 - ширина впадины

ES = +93мкм; EI = +50мкм; Tb = 43мкм;

d = 82H12 - нецентрирующий элемент (внутренний диаметр)

ES = +300мкм; EI = 0; Td = 300мкм.

3. По полученным данным строим схему расположения полей допусков элементов шлицевого соединения (см. рис. 3.5.1.) и вычерчиваем эскиз поперечного сечения (см. рис. 3.5.2.).

3.6.1. Пример расчета резьбового соединения
Для резьбового соединения М12x1,56H/6e6g ГОСТ 8724-81 определить и изобразить графически размеры, предельные отклонения, допуски и зазоры (натяги).






1.Указанное соединение М12x1,56Н/6e6g основано на метрической резьбе с номинальным диаметром D(d)=12,0 мм, в котором резьба гайки М126Н выполняется по 6 степени точности с основным отклонением Н по среднему диаметру D₂ и диаметру выступов D₁; резьба болта М126e6g выполняется с основным отклонением e по 6 степени точности для среднего диаметра d₂ и по 6 степени точности для наружнего диаметра d. Соединение выполнено в системе отверстия по посадке с зазором.

2.На основе исходных данных по параметрам резьбового соединения, полученных из табл. П.51 [2], графическое изображение профиля резьбы болта и гайки с указанием основных размеров имеет следующий вид (см. рис. 3.6.1).

Здесь d=D =12,0мм; P=1,5мм  для резьбы с мелким шагом;

 = 60º - угол профиля (для метрической резьбы);

d₂ = D₂ = d(D)  0,6495Р = 12  0,64951,5 = 11,026 мм - средний диаметр резьбы;

d₁ = D₁ = d(D)  1,0825Р = 12  1,08251,5 = 10,376 мм - диаметр выступов;

d₃ = d 1,2268Р = 12 1,22681,5 = 10,160мм - внутренний диаметр впадины болта.

3. Допуски, предельные размеры и отклонения элементов резьбового соединения определяем исходя их данных ГОСТ 16093-81 (см. табл. П.53- П.56 [2]).

а) основные отклонения (табл. П.56)

-для резьбы болта es = 67 мкм (верхнее для d и d₂)

-для резьбы гайки EI = 0 (нижнее для D₁ и D₂)
б) допуски резьбы (табл. П.53 –П.55)

-для среднего диаметра болта Td₂(6) = 236 мкм;

-для наружного диаметра Td (7) = 375 мкм;

-для внутреннего диаметра d₁ - допуск не устанавливается;

-для среднего диаметра гайки TD₂(6) = 300 мкм;

-для наружного диаметра D - допуск не устанавливается;

-для внутреннего (диаметр выступов) - TD₁(7) = 375 мкм.
Примечание: (6), (7) – показатели степени точности.



в) вторые отклонения элементов резьб:
-нижнее для среднего диаметра резьбы болта

ei = es  Td₂ = 62236 = 298 мкм;

-нижнее для наружного диаметра

ei = es  Td = 62375= 437 мкм;

-нижнее для d₁ - не устанавливается;
-верхнее для среднего диаметра резьбы гайки

ES = EI + TD₂ = 0 + 300 = +300 мкм;

-верхнее для наружного диаметра D - не устанавливается;

-верхнее для диаметра выступов

ES = EI + TD₁ = 0 + 375 = +375 мкм.

г) предельные размеры резьбы болта:
d_max = des = 12,0  0,062 = 11,938 мм

d_min = dei = 12,0  0,437 = 11,563 мм
d_{2 max} = d₂es = 11,0260,062 = 10,964 мм

d_{2 min} = d₂ei = 11,0260,298 = 10,728 мм
d_{1 max} = d₁es = 10,3760,062 = 10,314 мм

d_{1 min} = d₃ = 10,103 мм – принимается в качестве раз -

мера, определяющего прочность болта.

д) предельные размеры резьбы гайки:
D_max - не нормируется

D_min = D = 12,0 мм
D_{2 max} = D₂+es = 11,026+0,335 = 11,362 мм

D_{2 min} = D₂+ei = 11,026+0 = 11,026мм
D_{1 max} = D₁+es = 10,376+0,375= 10,751 мм

D_{1 min} = D₁+ei = 10,376+0 = 10,376 мм

4.Результаты расчетов приводятся в таблице 3.6.1, а также показаны в виде схем полей допусков заданной посадки, где указываются предельные зазоры по всем диаметрам сопряжения (см. рис.3.6.2).
. Таблица 3.6.1.

Параметры резьбового соединения

Условное обозначение резьбы по ГОСТ 16093-81 М24-7Н/7g6g	Детали	Предельное отклонение, мкм		Предельные размеры, мм
		верх- нее	нижнее	наиб.	наим.
D(d)	гайка		0		12,000
	болт	-62	-437	11,938	11,563
D2(d2)	гайка	+300	0	11,362	11,026
	болт	-62	-298	10,964	10,728
D1(d1)	гайка	+372	0	10,751	10,376
	болт	-62		10,314	10,103

Гайка

+630



+335


0 0

-48 -48 -48
-298

-423

-443


Болт

Рис.3.6.2. Схема полей допусков резьбового соединения

1. 
   Дать стандартное обозначение резьбы трапецеидальной двухзазодная с номинальным диаметром 24 мм и мелким шагом 2 мм, выполненной по посадке с зазором в системе отверстия при длине свинчивания норм и правым направлением резьбы.
   

Указанное обозначение определяем по материалам, изложенным в ГОСТ 10177-82, ГОСТ 25096-82 и табл. 11.6 и 11.7 [2], а также по материалам источника [4]. Оно имеет следующий вид:
Тр244(Р2)  8H/8e
Здесь Тр - обозначение резьбы трапецеидальной по ГОСТ 24739-81;

4(Р2) - ход 2- заходной резьбы с мелким шагом 2,0 мм;

8H/8e - посадка

РАСЧЕТ ПОСАДКИ С ГАРАНТИРОВАННЫМ НАТЯГОМ

Исходные данные	Размеры				Хар-ки		Материал		Метод сборки	Параметр
	d,мм	d1,мм	d2,мм	l,мм	M,Нм	Т,кН	вала	втулки		Rz, мкм
	120	60	Корпус массивный	120	600	28	Ст40ХН	Бронза БрА9м-ц2	С охлаждением	6,3

1. Определяем удельное давление на сопрягаемых поверхностях при действии крутящего момента

Р = 2 ∙ Мкр/(π ∙ d^2 ∙ l ∙ f)

Р = 2 ∙ 600/(3,14 ∙ 120^2 ∙ 120 ∙ 0,19)

f– коэффициент трения для сталь+бронза — 0,19

2. Определяем наименьший натяг в соединении

Nmin = P∙ d ∙ (C_d/E₁ + C_D/E₂) ,

где Nmin – наименьший натяг;

Р - давление на поверхности контакта вала и втулки, возникающее под влиянием натяга;

d- номинальный диаметр сопрягаемых поверхностей;

E₁и E₂= (2,1х10^11 Н/м)модули упругости материалов соответственно охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей, Па;

C_d и C_D — коэффициенты Ламе, определяемые по формулам:



гдеd₁— диаметр отверстия полого вала, м;

d₂ — наружный диметр охватывающей детали, м;

μ_d и μ_D = 0,3 коэффициенты Пуассона соответственно для охватываемой и охватывающей деталей. Для сплошного вала C_d=1 — μ_d;

для массивного корпуса C_D= 1 + μ_D

C_d= [1+( d1/d)^2]/[1-( d1/d)^2]- μ_d

C_d= [1+( 60/120)^2]/[1-( 60/120)^2]-0,3=1,7

C_D= 1 + μ_D= 1+0,3=1,3

Nmin = 1163919 ∙ 0,12∙ [1,3/(2,1х10^11) + 1,7/(2,1х10^11)]=2мкм

Nрасч = Nmin + 1,2 ∙ Rz

Nрасч = 2 + 1,2 ∙ 6,3 = 9,56мкм

3. Выбираем посадку из таблиц системы допусков и посадок [1] с соблюдением следующих условий: максимальный натягN_max в подобранной посадке должен быть не больше [N_max], то есть N_max< [N_max]; минимальный натяг N_min в подобранной посадке должен быть больше [N_min], то есть N_min > [N_min]. Посадка Ø120 Н7/р6 ES=+0,035; EI=0; es=+0,059; ei=+0,037

4. Рассчитаем посадку.

2.1 Номинальные размеры: DN, = 120мм; dN = 120мм

4.1 Определяем предельные размеры для отверстия и вала:

Dmax = DN+ES = 120 + 0,035 = 120,035мм;

Dmin = DN+EI = 120 + 0 = 120мм;

dmax = dN + es = 120 + 0,590 = 120,59мм;

dmin = dN + ei = 120 + 0,037 = 120,037мм.

Допуски отверстия и вала:

TD = Dmax – Dmin = 120,035 – 120 = 0,035мм;

Td = dmax – dmin = 120,59– 120,037 = 0,553мм;

либо

TD = ES – EI = 0,035 – 0 = 0,035мм;

Td = es – ei = 0,59 – 0,037 = 0,553мм;

4.2 Определяем предельные натяги:

Nmax = dmax – Dmin = 120,59 –120 = 0,59мм;

Nmin = dmin – Dmax= 120,037 – 120,035 = 0,002мм;

либо

Nmax = es – EI = 0,59 – 0 = 0,59мм;

Nmin = ei – ES = 0,037 – 0,035 = 0,002мм;

4.3 Строим схему расположения полей допусков. Смотри рисунок 2.
5. Проверяем выбранную посадку

Pmax = (Nmax-1,2 ∙ Rz)/[d ∙ (C_d/E₁ + C_D/E₂)]

Pmax = (0,59-1,2 ∙ 0,0063)/[0,12 ∙ [1,3/(2,1 ∙ 10^11) + 1,7/(2,1 ∙ 10^11)]]= =4,2∙ 10^7 Па

РАСЧЕТ И ВЫБОР ПЕРЕХОДНЫХ ПОСАДОК

Исходные данные:

Посадка обеспечивает центрирование крышки, дополнительное крепление винтами. Диаметр соединения 40мм.

В данной области применяется напряженная посадка Ø40(Н7/k6)

1.Предельные отклонения:

ES=+0,025; EI=0; es=+0,018; ei=+0,002

2. Определяем поля допусков (TD,Td ) и натяги (Nmax, Nmin)

TD = ES – EI = 0,025 – 0 = 0,025мм;

Td = es – ei = 0,018 -0,002 = 0,016мм;

Nmax = es – EI = 0,018 – 0 = 0,018мм;

Nmin = ES – ei = 0,018 -0,002 = 0,016мм;

3. Определяем средний натяг переходной посадки

Nc = [Nmax + Nmin] / 2 = [0,018 + 0,016] / 2 = 0.017мм = 17мкм

4. Определяем среднее квадратичное отклонение натяга (зазора):

σN = 1/6 √(TD^2 + Td^2)

σN = 1/6 √(0,025^2 + 0,016^2) = (1/6) ∙ 0,03 = 0,005мм = 5 мкм

5. Определяем предел интегрирования:

z = Nc /σN

z = 0,017 /σN =17/5=3,4

6. Из таблицы 1.1 [1] по найденному значению z определяется функция Ф (3,4) = 0,49966

7. Определяем процент натягов РN и процент зазоров Рs :

РN = 100(0,5+0,49966) = 99,966%; РN = 100(0,5 - 0,49966) = 0,034%;