Расчёт параметров посадок с зазором

N_max = d_max - D_min,                                     (4.17)

N_max = 58,015 – 58 = 0,015 (мм)

4.3.11 Определяем допуск посадки T(S,N):

T(S,N) = TD + Td,                                     (4.18)

T(S,N) = 0,030 + 0,030 = 0,060 (мм)

 

 

4.5 Определяем параметры посадки 10 по ширине шлица:

4.4.1 Определяем предельные размеры отверстия 10F8:

Верхнее отклонение:

ES = + 0,035 (мм)

Нижнее  отклонение:

EI = + 0,013 (мм)

4.4.2 Наибольший диаметр отверстия D_max:

D_max =D+ES,                                         (4.19)

D_max =10+0,035=10,035 (мм)

4.4.3 Наименьший диаметр отверстия D_min:

D_min =D+EI,                                         (4.20)

D_min =10+0,013=10,013 (мм)

4.4.4 Определяем допуск отверстия TD:

TD=ES-EI,                                        (4.21)

TD=0,035 – 0,013=0,022 (мм)

4.4.5 Определяем основное отклонение поля допуска отверстия:

E I = +0,013 (мм)

4.4.6 Определяем предельные размеры вала 10j_s7:

Верхнее отклонение:

es = + 0,007 мкм

Нижнее  отклонение:

ei = – 0,007 мкм

4.4.7 Наибольший диаметр вала d_max:

d_max = d + es,                                         (4.22)

d_max = 10 + 0,007= 10,007 (мм)

4.4.8 Наименьший диаметр вала d_min:

d_min = d + ei,                                           (4.23)

d_min = 10 – 0,007 = 9,993 (мм)

4.4.9 Определяем допуск вала Td:

Td = es – ei,                                            (4.24)

Td = 0,007 + 0,007 = 0,014 (мм)

4.4.10 Определяем предельные значения зазоров посадки: 10

Наибольший  зазор S_max:

S_max = D_max – d_min,                                        (4.25)

S_max = 10,035 – 9,993 = 0,042 (мм)

Наименьший  зазор с:

S_min = D_min – d_max,                                         (4.26)

S_min = 10,013 – 10,007 = 0,006 (мм)

4.4.11 Определяем  средний зазор S_m:

,                                       (4.27)                                                                                     

= 0,024 (мм)

4.4.12 Определяем допуск посадки T(S):

T(S) = S_max - S_max,                                      (4.28)

T(S) = 0,042 – 0,006 = 0,036 (мм)

 

5 Выбор и расчет параметров резьбового соединения

5.1 Основные теоретическиеположения

Резьбовыми соединениями называют соединения деталей с помощью резьбы. В качестве резьбовых элементов используют болты (винт с гайкой), винты и шпильки. Основным преимуществом болтового соединения является то, что оно не требует выполнения резьбы в соединяемых деталях и исключена необходимость замены или ремонта дорогостоящих корпусных деталей из-за повреждения резьбы. Это особенно важно, когда материал корпусной детали не может обеспечить достаточной прочности резьбы.

Винты применяют, когда корпусная деталь большой толщины не позволяет выполнить сквозное отверстие для установки болта.  Шпильки используют вместо винтов, если прочность материала детали с резьбой недостаточна (сплавы на основе алюминия), а также при частых сборках и разборках соединений. В этом случае шпилька завинчивается в деталь один раз на все время работы соединения, а при сборках и разборках работает более прочная резьба на участке свинчивания с гайкой.

Формы головок винта (болта) и гайки  могут быть различными в зависимости от требований, предъявляемых к конструкции, условий сборки и т. д.

Широкое применение резьбовых соединений в  технике определяется: 1) возможностью создания больших осевых сил сжатия деталей при небольшой силе, приложенной к ключу (выигрыш в силе для крепежных резьб обычно составляет 70-100 раз); 2) удобными формами и малыми габаритами резьбовых деталей; 3) взаимозаменяемостью резьбовых деталей в связи со стандартизацией резьб.

    Расчёт обычно проводят на основе двух условий: условия прочности соединения и условия плотности соединяемого стыка. Разрушение соединения происходит, как правило, в виде среза или смятия витков резьбы, а также в виде разрушения болтов и шпилек по резьбовой части и по сечению под головкой болта.

 

Номинальный диаметр d(D) = 18 мм.

Шаг резьбы Р = 2,5 мм (так как для Р = 3 и номинального диаметра d(D) = 18 мм нет предельных отклонений согласно ГОСТ 16093-81 )

Поле допуска  среднего диаметра гайки для D₂ = 6H .

Поле допуска  среднего диаметра болта для d₂ =6g .

Поле допуска  внутреннего диаметра гайки для D₁=7H .

Поле допуска  наружного диаметра болта для d =6g .

Поле  допуска внутреннего диаметра болта:

Поле  допуска наружного диаметра гайки:

 

 

5.2 Определяем номинальные значения  диаметров

Номинальный наружный диаметр болта (гайки):

d(D) = 18 мм

Номинальный средний диаметр болта (гайки):

d₂(D₂) = d – 2 + 0,376

d₂(D₂) = 18– 2 + 0,376 = 16,376 (мм)

Номинальный внутренний диаметр болта (гайки):

d₁(D₁) = d – 3 + 0,294

d₁(D₁) = 18– 3 + 0,294 = 15,294 (мм)

 

 

5.3 Определяем предельные диаметры  болта:

5.3.1 По среднему диаметру:

d_{2 max} = d₂ + es,                                                (5.1)

(мм)

d_{2 max} = 16,376 -0,042 = 16,334 (мм)

d_{2 min} = d₂ + ei,                                                 (5.2)

(мм)

d_{2 min} = 16,376 – 0,212 = 16,164 (мм)

5.3.2 По наружному диаметру:

d_max = d + es,                                                 (5.3)

(мм)

d_max = 18 - 0,042 = 17,958 (мм)

d_min = d + ei,                                                   (5.4)

(мм)

d_min = 18 – 0,377 = 17,623 (мм)

5.3.3 По внутреннему диаметру:

d_1max = d₁ + es,                                             (5.5)

(мм)

d_1max = 15,294 -0,042 = 15,252 (мм)

d_1min - не нормируется

 

 

5.4 Определяем предельные диаметры гайки

5.4.1 По среднему диаметру:

D_{2 max} = D₂ + ES,                                             (5.6)

(мм)

D_{2 max} = 16,376 + 0,224 = 16,600 (мм)

D_{2 min} = D₂ + EI,                                            (5.7)

(мм)

D_{2 min} = 16,376 + 0 = 16,376 (мм)

5.4.2 По наружному диаметру:

D_max - не нормируется

D_min = D + EI,                                            (5.8)

D_min = 18 + 0 = 18 (мм)

5.4.3 По внутреннему диаметру:

D_{1 max} = D₁ + ES,                                        (5.9)

(мм)

D_{1 max} = 15,294 + 0,560 = 15,854 (мм)

D_{1 min} = D₁ + EI,                                      (5.10)

(мм)

D_{1 min} = 15,294 + 0 = 15,294 (мм)

 

6 Выбор и расчет параметров подшипников качения

6.1 Основные теоретические положения       

Подшипники  качения наиболее распространенные стандартные сборочные единицы, изготовляемые на специализированных заводах. Они обладают полной внешней взаимозаменяемостью по присоединительным поверхностям, определяемым наружным диаметром D наружного кольца и внутренним диаметром d внутреннего кольца, и неполной внутренней взаимозаменяемостью между телами качения и кольцами. Вследствие малых допусков зазоров и малой допускаемой размерности комплекта тел качения кольца подшипников и тела качения подбирают селективным методом. Полная взаимозаменяемость по присоединительным поверхностям позволяет быстро монтировать и заменять, изношенные подшипники качения при сохранении их хорошего качества; при несоблюдении полной взаимозаменяемости качество подшипников ухудшается.      

Качество  подшипников при прочих равных условиях определяется:      

1) точностью присоединительных размеров  d, D, ширины колец B, а для роликовых радиально-упорных подшипников еще и точностью монтажной высоты T; точностью формы и взаимного расположения поверхностей колец подшипников и их шероховатости; точностью формы и размеров тел качения в одном подшипнике и шероховатостью их поверхностей;      

2) точностью вращения, характеризуемой  радиальным и осевым биениями  дорожек качения и торцов колец.        

В зависимости от указанных показателей  точности по ГОСТ 520-71

(СТ  СЭВ 774-77) установлено пять классов  точности подшипников, обозначаемых (в порядке повышения точности) 0; 6; 5; 4; 2.      

Класс точности подшипника выбирают исходя из требований, предъявляемых  к точности вращения и условиям работы механизма. Для большинства механизмов общего назначения применяют подшипники класса точности 0. Подшипники более  высоких классов точности применяют  при больших частотах вращения и  в случаях, когда требуется высокая  точность вращения вала. В гироскопических  и других презцизионных приборах и машинах используют подшипники класса 2.      

Подшипники  изготовляют с отклонениями размеров внутреннего и наружного диаметров, не зависящих от посадки, по которой  их будут монтировать. Для всех классов точности верхнее отклонение присоединительных диаметров принято равным нулю. Таким образом, диаметры наружного кольца D и внутреннего кольца d приняты соответственно за диаметры основного вала и основного отверстия, а следовательно, посадку соединения наружного кольца с корпусом назначают в системе вала, а посадку соединения внутреннего кольца с валом – в системе отверстия.       

Посадку подшипника качения на вал и в  корпус выбирают в зависимости от типа и размера подшипника, условий его эксплуатации, значения и характера действующих на него нагрузок и вида  нагружения колец. Согласно ГОСТ 3325-55 (СТ СЭВ 773-77) различают три основных вида нагружения колец: местное, циркуляционное и колебательное.      

При местном нагружении кольцо воспринимает постоянную по направлению результирующую радиальную нагрузку F лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему участку посадочной поверхности вала или корпуса. Такое нагружение возникает, например, когда кольцо не вращается относительно нагрузки.      

При циркулярном нагружении кольцо воспринимает результирующую радиальную нагрузку F последовательно всей окружностью дорожки качения и передает ее всей посадочной поверхности вала или корпуса. Такое нагружение кольца получается при его вращении и постоянно направленной нагрузке F или, наоборот, при радиальной нагрузке F , вращающейся относительно рассматриваемого кольца.      

При колебательном нагружении невращающееся кольцо воспринимает равнодействующую F двух радиальных нагрузок (F -постоянна по направлению, Fвращается, причем F >F ) ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности вала или корпуса. 

По условию  подшипник качения воспринимает радиальную нагрузку R. Поскольку внутреннее кольцо вращается относительно нагрузки, то оно воспринимает циркуляционное нагружение. Наружное кольцо не вращается  относительно нагрузки, поэтому оно  воспринимает местное нагружение. Для  обеспечения равномерного износа беговых  дорожек как наружного, так и  внутреннего колец выберем посадки, соответствующие следующим данным:

Подшипник № 6-208

1. Величина радиальной нагрузки, действующей на опору R= 2500 H
2. Диаметр внутреннего кольца  d=40 мм
3. Диаметр наружного кольца D=80 мм
4. Ширина кольца подшипника

B=18 мм.

5. Монтажная фаска

r= 2 мм.

 

 

6.2 Выбор посадки внутреннего  кольца подшипника на вал

Определяем  интенсивность нагрузки по формуле 

,                                           (6.1)

где R - радиальная нагрузка на опору;

K - динамический коэффициент, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке 200% K =1,8);