Взаимозаменяемость 2009. Взаимозаменяемость
 Скачать 2.22 Mb.
|
|
14.6. Расчет предельных размеров элементов резьбового соединения Исходные данные Диаметр резьбы, D 36 мм Шаг резьбы, P 1 мм Обозначение посадки соединения d H 6 7 1) Так как указано одно поле допуска резьбы гайки 7H, то это означает, что поле допуска среднего диаметра 7H и поле допуска наружного диаметра также 7H. Так как указано одно поле допуска резьбы болта 6d, то это означает, что поле допуска среднего диаметра 6d и поле допуска наружного диаметра также 6d. 2) Определяем номинальные значения остальных диаметров резьбы, исходя из заданных номинальных значений мм, мм (шаг мелкий) (табл [2]: d 1 = D 1 = d – 2 + 0,918 d 2 =D 2 =d-1+0,350 d 1 =36-2+0,918=34,918 мм d 2 =36-1+0,350=35,350 мм 3) Вычисляем предельные значения диаметров болта (табл. 4.2) [2]): d 2max = 35,350 – 0,090 = 35,26 мм (так как верхнее отклонение равно -90 мкм для поля допуска 6d диаметра d 2 ); d 2 min = 35,350 – 0,215 = 35,135 мм (так как нижнее отклонение равно -215 мкм для поля допуска 6d диаметра d 2 ); 0 0 + 4 8 4 - 1 6 0 4 Поле допуска мм (так как верхнее отклонение равно -90 мкм для поля допуска 6d диаметра d); d min = 36-0,280 = 35,73 мм (так как нижнее отклонение равно -270 мкм для поля допуска 6d диаметра d); d 1max =34,918 – 0,090 = 34,828 мм (так как верхнее отклонение равно -90 мкм для поля допуска 6d диаметра d 1 ); d 1min – не нормируется. 4) Вычисляем предельные значения диаметров гайки (табл. 4.3 [2]): D 2max = 35,350 + 0,212 = 35,562 мм (так как верхнее отклонение равно +212 мкм для поля допуска Н диаметра D 2 ); D 2min = D 2 = 35,350 мм (так как нижнее отклонение равно 0 для любых полей допусков с основным отклонением H); D 1max = 34,918 + 0,300 = 35,218 мм (так как верхнее отклонение равно +300 мкм для поля допуска 7H диаметра D 1 ); D 1min = D min = 34,918 мм D max – не нормируется. D min = D = 36 мм 5) Строим схему расположения полей допусков для данного резьбового соединения (см. рис. 90): Рисунок 90. Схема расположения полей допусков резьбового соединения 6 d 7 H 6 d 7 H d = D = D m i n = 3 6 D 2 m a x = 3 5 , 5 6 2 d 2 = D 2 = D 2 m i n = 3 5 , 3 5 0 0 0 0 0 0 0 D 1 m a x = 3 5 , 2 1 8 d 1 = D 1 = D m i n = 3 4 , 9 1 8 d 1 m a x = 3 4 , 8 2 8 d 2 m i n = 3 5 , 1 3 5 d 2 m a x = 3 5 , 2 6 0 d m i n = 3 5 , 7 3 0 d m a x = 3 5 , 9 1 0 159 Рисунок 91. Эскизы деталей и резьбового соединения 14.7. Выбор посадок, расчёт предельных размеров элементов призматического шпоночного соединения Исходные данные диаметр вала d, мм 10 коэффициент, к 0,6 характер производства 2 (мелкосерийное) характер сопряжения неподвижный 1) Определим номинальные размеры элементов шпоночного соединения по ГОСТ 23360 – 78: ширина шпонки b, мм 3 высота шпонки h, мм 3 глубина паза вала t 1 , мм 1,8 глубина паза втулки t 2 , мм 1,4 2) Определим вид шпоночного соединения и посадку. Учитывая характер производства и сопряжения, следует принять плотное шпоночное соединение. Выбираем посадку 9 9 3 h P - соединение шпонки и втулки 9 9 3 h P - соединение шпонки и вала. По ГОСТ 25347 - 82, по таблицам прил. 3 определяем допуски на посадочные размеры шпонки, паза вала и паза втулки ширина шпонки – ширина паза вала и ширина паза во втулке – 3P9 ( ) 031 , 0 006 , 0 + + 3) Определим допуски на несопрягаемые размеры по ГОСТ 25347-82: высота шпонки – 3h11 ( ) 060 , 0 − ; глубина паза вала t 1 - 1,8 +0-1 мм размер d + t 2 во втулке – 11,4 +0,1 мм M 3 6 × 1 - 7 H M 3 6 × 1 - 6 d M 3 6 × 1 - 7 H / 6 d a ) б ) в ) 160 4) Определим допуски параллельности Т пар и симметричности Т сим : Т парал =0,6t min = 0,6 ⋅25 = 15 мкм Т симм = 4t min = 4 ⋅25 = 100 мкм. После округления принимаем Т парал = 0,016 мм и Т симм = 0,10 мм. 5) Строим схему расположения полей допусков шпоночного соединения Рисунок 92. Схема полей допусков шпоночного соединения 6) Сборочный чертёж шпоночного соединения показан на рис. 93. Эскиз вала со шпоночным пазом показан на рис. 94 Эскиз втулки со шпоночным пазом показан на рис. 95. Рисунок 93. Сборочный чертеж шпоночного соединения h 9 P 9 - 2 5 0 0 + 6 + 3 1 3 3 P 9 h 9 3 P 9 h 9 161 Рисунок 94. Эскиз вала со шпоночным пазом Рисунок 95. Эскиз втулки со шпоночным пазом Á À À 0 , 0 1 6 Ò 0 , 1 Á Á R a 3 , 2 3 P 9 ( ) R a 6 , 3 1 1 , 4 + 0 , 1 + 0 , 0 3 1 + 0 , 0 0 6 A - A A Б Б R a 6 , 3 0 , 0 1 6 T 0 , 1 А А 1 , 8 + 0 , 1 R a 3 , 2 3 P 9 + 0 , 0 3 1 + 0 , 0 0 6 ( ) Б - Б Раздел 2 14.8. Расчёт и выбор посадок колец приборного подшипника качения Исходные данные обозначение подшипника 1000084 класс точности 0 1) Определим характеристики подшипника качения (табл. 2.16 [2]): d = мм D = мм В = мм r = мм мин об n пр 31500 = 2) Определим характер нагрузки каждого из колец подшипника так как вращается вала корпус неподвижен, то внутренние кольца испытывают циркуляционное нагружение, а наружное – местное. 3) Определение посадок наружного кольца (табл. 2.17): 0 7 9 l Н Определим характеристики посадки наружного кольца подшипника l0: es = 0 мкм ei = - мкм (табл. 2.8) [2] H7: ES = +мкм EI = мкм 4) Строим схему расположения полей допусков посадки 0 7 9 l Н (см. рис. 96). Рисунок 96. Схема расположения полей допуска посадки 6 к Характеристики посадки мкм S S S S мкм TS S S TS мкм S ei ES S мкм S es EI S т 5 , 11 2 23 2 23 0 23 23 ) 8 ( 15 0 ' min max min ' min max max max min min = = ⇒ + = = − = ⇒ − = = − − + = ⇒ − = = ⇒ − = 5) Определим посадку внутреннего кольца (табл. 2.17): 6 Определим характеристики посадки внутреннего кольца подшипника LO: ES = мкм EI = - мкм (табл) K6: es = +мкм ei = +мкм 0 0 + 1 5 - 8 9 Í 7 l 0 163 6) Строим схему расположения полей допусков посадки 6 0 4 k L (рис. 97) Рисунок 97. Схема расположения полей допусков посадки 6 Характеристики посадки мкм N N N N мкм TN N N TN мкм N EI es N мкм N ES ei N m m 9 2 1 17 2 16 1 17 17 ) 8 ( 9 1 max min min max max max min Рассчитаем суммарный натяг N: мкм ei es мкм EI ES 8 1 9 8 ) 8 ( 0 2 2 для подшипников класса точности – 0: υ = 1 (табл. 2.21), тогда мкм N N N N мкм N N ф m ф ф 17 8 9 8 ) 8 8 ( 1 2 1 ) ( 2 1 2 Выполним проверку посадки на прочность для материала вала , 10 2 11 Па E B ⋅ = , 3 , 0 = В μ Па тв 8 10 для материала кольца , 10 2 11 Па E B ⋅ = , 3 , 0 = В μ Па тв 8 10 Так как вал сплошной, то 0 1 = d , тогда коэффициенты Ламе B d R d R c μ + − + = 2 2 2 2 2 2 1 4 4 k d d d d c μ − + + = 2 1 2 2 1 2 2 7 , 0 3 , 0 0 4 0 4 01 , 2 3 , 0 4 9 , 3 4 4 9 , 3 4 2 2 2 2 2 2 1 = − + + = = + − ⋅ + ⋅ = c c 0 0 + 9 - 8 4 k 6 L 0 + 1 Контактное давление d E c E c N P B B B ⋅ ⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ + = 2 Па 3 11 11 6 10 14 , 3 10 4 10 2 7 , 0 10 2 01 , 2 10 Условие прочности для вала [ ] B В σ σ < max Так как условие прочности не выполняется, то посадка 6 0 4 k L выбрана неверно. 7) Определение посадок внутреннего кольца (табл. 2.17): Ø 6 Определим характеристики посадки внутреннего кольца подшипника L0: ES = мкм EI = - 8 мкм h6: es = мкм ei = - мкм 8) Строим схему расположения полей допусков посадки Ø 6 0 4 h L : Рисунок 98. Схема расположения полей допусков посадки 6 Характеристики посадки [ ] [ ] Па n Па d d d p B m mB B B B B 8 8 8 2 2 8 max 2 1 2 2 max 10 53 , 3 5 , 1 10 3 , 5 10 28 , 6 0 4 4 10 14 , 3 2 2 ⋅ = ⋅ = = ⋅ = − ⋅ ⋅ ⋅ = − = σ σ σ σ σ 0 0 - 8 - 8 4 h 6 L 0 165 мкм N N N N мкм TN N N TN мкм N зазор фактически мкм N m m 0 2 8 8 2 16 8 ) 8 ( 0 ) ( 8 0 8 max min min max max Рассчитаем суммарный натяг N: мкм ei es мкм EI ES 8 ) 8 ( 0 8 ) 8 ( 0 2 2 Для подшипников класса точности 0 и переходной посадки υ = 0,5 табл. 2.21), тогда мкм N N N N мкм N N ф m ф ф 4 0 4 4 ) 8 8 ( 5 , 0 2 1 ) ( 2 1 2 Выполним проверку посадки на прочность 7 , 0 01 , 2 2 1 = = с с Контактное давление Па 3 11 11 6 10 74 , 0 10 4 10 2 7 , 0 10 2 01 , 2 10 Условие прочности для вала [ ] Па Па B B 8 8 8 2 2 8 max 10 53 , 3 5 , 1 10 3 , 5 10 48 , 1 0 4 4 10 74 , 0 2 ⋅ = ⋅ = ⋅ = − ⋅ ⋅ ⋅ = σ σ [ В - условие прочности для вала выполнено. Проверим условие прочности для внутреннего кольца подшипника 2 2 2 2 2 2 max 4 п ] [ ] Па n Па n m тв п n 8 8 8 2 2 2 8 max 10 4 5 , 1 10 0 , 6 10 71 , 1 4 9 , 3 4 4 9 , 3 4 10 74 , 0 ⋅ = ⋅ = = ⋅ = − ⋅ + ⋅ ⋅ = σ σ σ σ [ ] п п σ σ < max - условие прочности для кольца выполняется. 9) Проверим величину радиального зазора в подшипнике. Так как вал сплошной, а n B E E = , p B μ μ = , то мкм 9 3 4 4 5 , 0 5 , 0 2 2 Так как наружное кольцо посажено с зазором, то 0 Определяем начальный зазор , 9 2 13 5 мкм e н = + = мкм e R R e н н 1 , 4 ) 0 05 , 2 ( 2 ) ( 2 Определяем действительный зазор δ + Δ + Δ − = T н н k e e e e При работе в нормальных температурных условиях и хорошем теплоотводе 0 1 = Δe , а упругая деформация δ из практики прибостроения принимается 0,5…0,8 мкм. мкм 0 65 , 0 1 , 4 9 = + + − = Так как полученное значение укладывается в диапазон допускаемых значений, то посадка обеспечивает необходимые эксплуатационные свойства подшипниковой опоры. 10) Требования к точности изготовления (табл. 2.10 – 2.14): - шероховатость a R на отверстия в корпусе мкм - отклонение от круглости и профиля продольного сечения на внутреннем кольце Ø4 не более 2 мкм. - отклонение от круглости и профиля продольного сечения на внешнем кольце Ø9 не более мкм. - торцевое биение опорных торцевых поверхностей заплечиков отверстий корпусов не более мкм. - торцевое биение заплечиков вала не более мкм. - отклонение от соосности посадочных поверхностей вала относительно общей осине более мкм (в диаметральном выражении. 14.9. Расчёт и выбор посадки с натягом для 1 ступени редуктора Исходные данные номер ступени 1 обозначение подшипника 1000084 крутящий момент МН м 1 Материал вала У7А Материал колеса сталь Х 1) По рис. П [2] определим диаметр d и длину l соединения d = 6 мм, l = 3 мм. Определим делительный диаметр D колеса D = mZ = 0,2 ⋅80 = 16 мм. 167 2) Для определения характера деформирования сопрягаемых деталей необходимо располагать значением эксплуатационного давления на поверхностях контакта f d М P э ⋅ ⋅ ⋅ = l π 2 , где f - коэффициент статического трения сцепления табл. 1.12) 2 5 10 44 , 5 065 , 0 003 , 0 006 , 0 14 , 3 1 2 м Н P э ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = 3) Определим характер деформирования 38 , 0 16 6 10 91 , 0 10 0 , 6 10 44 , 5 3 8 5 = = ⋅ = ⋅ ⋅ = − D d Р Т э σ т σ - предел текучести материала, охватывающей детали (табл. 1.10). По рис. 1.5 – характер деформирования упругий. 4) Вычислим наибольшее допускаемое удельное давление Па D d К допК Р 8 2 8 2 10 98 , 2 ) 38 , 0 1 ( 10 6 58 , 0 ) ) ( 1 ( 58 , 0 ⋅ = − ⋅ ⋅ = − = σ - для втулки Па В допВ Р 8 8 10 07 , 3 10 3 , 5 58 , 0 58 , 0 ⋅ = ⋅ ⋅ = = σ - для вала (т.к. вал сплошной) Для обеспечения прочности обеих деталей выбираем Па Р доп 8 10 98 , 2 ⋅ = 5) Определим предельные значения натягов: ) ( ) ( max min К К В В доп расч К К B B Э расч Е С Е С d P Е C E C d Р N N + = + = 64 , 1 3 , 0 38 , 0 1 38 , 0 1 ) ( 1 ) ( 1 2 2 2 2 = + − + = + − + = μ D d D d С К 3 , 1 1 = + = μ В С (т.к. вал сплошной) Па Е Е К В 11 10 1 , 2 ⋅ = ≈ мкм м N расч 05 , 0 10 7 , 45 ) 10 1 , 2 3 , 1 64 , 1 ( 10 6 10 44 , 5 9 11 3 5 min ≈ ⋅ = ⋅ + ⋅ ⋅ ⋅ = − − мкм м N расч 25 10 25 ) 10 1 , 2 3 , 1 64 , 1 ( 10 6 10 98 , 2 6 11 3 8 max = ⋅ = ⋅ + ⋅ ⋅ ⋅ = − − 6) Вычислим поправки к предельным натягам. В силу малого размера сопряжения температурной поправкой можно пренебречь. Вычислим изменения натяга из-за шероховатости поверхности мкм 5 ( 4 , 0 2 ) ( 2 = + ⋅ = + = , где К = 0,4 по табл. 1.11 [2], В = 5 мкм, R ZK = 10 мкм. 168 7) Определим предельные значения натяга: N min = N minрасч + N R = 12 мкм, N max = N maxрасч + N R = 40 мкм. Рисунок 99. Схема расположения полей допусков посадки 7 7 6 х Н ∅ 8) Подберем посадку так, чтобы табл min ≤ и табл max ≥ : ) ( 7 ) ( 7 6 040 , 0 028 , 0 012 , 0 + + + ∅ х Н . Схема расположения полей допусков указанной посадки приведена на рис. 99. |