Расчет и выбор посадок для стандартных соединений

 

1.1.9 Выбираем стандартную посадку по табл.1.49, стр. 156 [1], соблюдая следующие условия:

N_min > [N_min]                                                             N_max ≤ [N_max]

73 мкм > 62,32 мкм                                             151 мкм < 198,2 мкм

 Посадка  примет вид: ø

1.1.10 Определяем усилие запрессовки по формуле:

 

где f_п– коэффициент трения при запрессовке который определяется по формуле (12);

f_п=1,2f,                                                       (12)

где  f - коэффициент трения;

1,20,07=0,084

 

1.1.11 Удельное  давление p_max при максимальном натяге N_max в посадке определяется по формуле (12):

 

 

 

1.2 Выбор  и расчет посадки с зазором

 

1.2.1 Исходные  данные: D=d=72 мм

1.2.2 Посадка  Ø72 Н11/d11 имеет номинальный размер 72, с полем допуска отверстия Н11, и полем допуска вала d11. Она расположена в системе отверстия, это посадка с зазором.

1.2.3 Определяем предельные отклонения по таблице 1.29 стр.79 [1]:

ES=190 мкм=0,19 мм

EI= 0 мм

es =-100 мкм=-0,1 мм

ei= -290 мкм =-0,29 мм

1.2.4 Определяем предельные размеры:

D_max=D + ES= 72+0,19=72,19 (мм)

D_min=D + EI= 72+0=72 (мм)

d_max=d + es=72-0,1=71,9 (мм)

d_min=d + ei=72-0,29=71,71 (мм)

1.2.5 Определяем допуски для отверстия и для вала:

TD=D_max – D_min =72,19 – 72=0,19 (мм)

Td=d_max – d_min = 71,9 – 71,71 =0,19 (мм)

1.2.6 Определяем предельные зазоры:

S_max=D_max – d_min =72,19 - 71,71 =0,48 (мм)

S_min=D_min – d_max =72 – 71,9=0,1 (мм)

1.2.7 Определяем средний зазор:

 

1.2.8 Определяем допуск посадки:

TS=S_max – S_min=0,48 – 0,1=0,38 (мм) .

 

1.3 Выбор  и расчет переходной посадки

 

1.3.1 Исходные  данные: D=d=35 мм

1.3.2 Посадка  Ø35 H7/k6 имеет номинальный размер 35 , с полем допуска отверстия H7, и полем допуска вала k6. Она расположена в системе отверстия, это переходная посадка.

1.3.3 Определяем предельные отклонения:

ES= 25 мкм = +0,025 мм

EI= 0 мм

es= 18 мкм = +0,018мм

ei= 2 мкм = + 0,002 мм

1.3.4 Определяем предельные размеры:

D_max=D + ES= 35+0,025=35,025 (мм)

D_min=D + EI= 35+0=40 (мм)

d_max=d + es=35+0,018=35,018 (мм)

d_min=d + ei=35+0,002=35,002 (мм)

1.3.5 Определяем допуски для отверстия и для вала:

TD=D_max – D_min = 35,025 – 35=0,025 (мм)

Td=d_max – d_min = 35,018  – 35,002 =0,016 (мм)

1.3.6 Определяем предельный натяг и зазор:

N_max=es – EI =0,018 – 0=0,018 (мм)

S_max= ES – ei =0,025 – 0,002=0,023 (мм)

1.3.7 Определяем средний зазор:

 

1.3.8 Определяем допуск:

=S_max - N_max=0,023 –0,018=0,005 (мм) 

 

1.4 Выбор  и расчет посадки с натягом

 

1.4.1 Исходные  данные: D=35 мм

1.4.2 Посадка  Ø35 H8/z8 имеет номинальный размер 35, с полем допуска отверстия H8, и полем допуска вала z8. Она расположена в системе отверстия, это посадка с натягом.

1.4.3  Определяем предельные отклонения по таблице 1.29 стр.79 [1]:

ES= 39 мкм = 0,039 мм

EI= 0 мм

es= 151 мкм = 0,151мм

ei= 112 мкм = 0,112 мм

1.4.4 Определяем предельные размеры:

D_max=D + ES= 35+0,039=35,039 (мм)

D_min=D + EI= 35+0=35 (мм)

d_max=d + es=35+0,151=35,151 (мм)

d_min=d + ei=35+0,112=35,112 (мм)

1.4.5 Определяем допуски для отверстия и для вала:

TD=D_max – D_min =35,039 – 35=0,039 (мм)

Td=d_max – d_min =35,151 –47,112 =0,039 (мм)

1.4.6 Определяем предельные натяги:

N_max=d_max – D_min =35,151 – 35=0,151 (мм)

N_min=d_min – D_max =35,112 –35,039 =0,073 (мм)

1.4.7 Определяем средний натяг:

 

1.4.8 Определяем допуск посадки:

=N_max – N_min=0,151 – 0,073=0,78 (мм)

 

2 Выбор и расчет  посадки резьбового соединения

 

2.1 Исходные данные: М25×1,5-

2.2 Производим расшифровку условного обозначения:

Метрическая резьба, наружный диаметр равен 25 мм, поле допуска гайки на средний диаметр и внутренний диаметр 7H, поле допуска болта на средний и наружный диаметр 8g, шаг резьбы P=1,5 мм

2.3 Определяем средний и внутренний диаметр резьбового соединения по формулам из таблицы 4.12 стр.677 [2]:

(мм)

(мм)

2.4 Определяем  предельные отклонения для диаметров  гайки по таблице 4.17, стр.686-700[2] :

ES -  не нормируется

EI= 0 мкм

 мкм

 мкм

 мкм

 мкм

2.5 Определяем предельные отклонения для диаметров болта по таблице 4.17, стр.686-700[2]:

 мкм

мкм

мкм

 мкм

 мкм

 не нормируется

2.6 Определяем предельные диаметры для болта:

(мм)

(мм)

(мм)

 не нормируется

(мм)

(мм)

2.7 Определяем  предельные размеры для диаметров  гайки :

 не нормируется

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

 

3 Выбор и расчет  посадок шпоночного соединения

 

3.1 Определим  номинальные размеры шпонки по табл.4.52, стр.773[2]., исходя из того, что диаметр вала равен 25 (мм), данная шпонка имеет вид в соответствии с ГОСТ 22355-78: 8×7×18;

3.2 Предельные  размеры фаски:

 мм                 мм

3.3 Определяем  глубину шпоночного паза на валу t₁ и во втулке t₂:

t₁ = 4,0 мм;

t₂ = 3,3 мм

3.4 Определим  размеры с учетом d вала:

d - t₁ = 25 – 4 = 21 (мм);

d + t₂ = 25 + 3,3 = 28,3 (мм)

3.5 Радиусы  закругления пазов:

r _max = 0,25 мм

r _min = 0,16 мм

3.6 Принимаем, что шпоночное соединение является нормальным, тогда по табл. 4.53, стр. 775 [2] выбираем поля допусков:

• поле допуска на ширину шпонки – h9;
• поле допуска на ширину паза на валу – N9;
• поле допуска на ширину паза во втулке – Js9;
• поле допуска на длину шпонки – h14;
• поле допуска на высоту шпонки – h11.

3.7 Определяем предельное отклонение для размеров t₁ и t₂  по таблице  4.54 стр.776 [2]:

d - t₁ = 21 _-0,2 мм;

d + t₂ = 28,3 ^+0.2 мм.

 

4 Выбор и расчет  посадки для шлицевого соединения

 

4.1 Исходные  данные: 6×16×20

4.2 Принимаем, что шлицевое соединение является прямобочным. Определяем размеры прямобочного шлицевого соединения по таблице 4.58 стр.782 [2]:

число зубьев:                  z=6

внутренний  диаметр:     d=16 мм

наружный  диаметр:       D=20мм

ширина  зуба:                   b=4 мм

фаска:                             f=0,3^+0,2 мм

радиус  закругления:      r=0,3 мм

4.2 Принимаем, что шлицевое соединение является не подвижным. Выбираем центрирование по внутреннему диаметру(d), т.к. шлицевая втулка подвергается термической обработке до твердости 40НRC, при этом обеспечивается точное центрирование.

4.3 Выбираем посадку на центрирующий диаметр по таблице 4.60 стр.785[2]:

d —16H7/g6

4.4 Определяем поля допусков для нецентрирующего диаметра  D по таблице 4.62 стр.786[2]:

D — 20H12/a11

4.5 Выбираем посадку ширину зуба по таблице 4.61 стр.786[2]:

b —4D9/h9

4.6. Определяем  наибольшие и наименьшие зазоры  по таблице 1.27 стр.79-127[1]:

• для посадки центрирующего диаметра:

S _max =ES-ei=18-(-17)=25 (мкм);

S _min =EI-es=0-(-6)=6 (мкм);

• для посадки не центрирующего диаметра:

S _max = ES-ei =210-(-430)=640 (мкм);

S _min =EI-es=0-(-300)=300 (мкм) ;

• для посадки на ширину шлица:

S _max =ES-ei=60-(-30)=90 (мкм);

S _min = EI-es=30-0=30 (мкм).

4.7 Записываем обозначение шлицевого соединения с учётом найденных посадок:

 

 

5 Расчет и выбор посадок для соединения с подшипником качения

 

5.1 Исходные  данные:

d = 30 мм

D = 72 мм

B = 19 мм

r = 2 мм

R = 500 Н

5.2 Определяем интенсивность нагрузки по формуле:

 

где - интенсивность нагрузки

R - радиальная реакция опоры на подшипник,

b - рабочая ширина посадочного места определяется по формуле (15);

b = B-2r,                                               (15)

где B - ширина подшипника;

r - ширина фаски;

b=19-2×2 = 15 (мм),

K_п - коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки.

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом или тонкостенном корпусе.

F_A – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными  шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору:

Принимаем K_п = 1,8, т.к. наблюдаются сильные толчки и вибрации, перегрузка достигает 300%.

Т.к. вал является сплошным, то F = 1

Т.к.  подшипник является радиальным, принимаем коэффициент F_A=1.

 

5.3 Определяем по табл. 4.82 стр.818 [2] поле допуска на вал, сопрягающимся с внутренним кольцом подшипника: Ø25k6

5.4 Определяем поле допуска на отверстие в корпусе (стакане подшипника), поверхность которого сопрягается с наружным кольцом подшипника. Внутреннее кольцо испытывает циркуляционный вид нагружения т.е. вращается вместе с валом, а внешнее кольцо испытывает местный вид нагружения. По табл.  4.82 стр.818 [2] выбираем посадку:

Ø62H7.

5.5 Определяем предельные отклонения на диаметры по табл. 1.27 стр. 79 [2]:

Ø72H7:                                                       Ø30k6:

ES=+30 мкм                                            es=15 мкм

EI=0 мкм                                                   ei=2 мкм

5.6 Для подшипника принимаем 0 класс точности из ряда: 0; 6; 5; 4; 3; 2. Поле допуска на посадочный диаметр внутреннего кольца подшипника L0; поле допуска на посадочный диаметр кольца подшипника: l0.

5.7 Определяем предельные отклонения на наружный и внутренний диаметр по табл. 4.70 стр. 806 [2]:

Ø30L0:                                                Ø72l0

ES=0 мкм                                           es=0 мкм

EI=-10 мкм                                     ei=-13 мкм.

5.8 Проверяем правильность назначения поля допуска  на вал:

Наименьший  допустимый натяг, выбранной посадки  ø55 L0/k6, обеспечивающий необходимую  прочность соединения кольца подшипника с валом

 

 где N_min – наименьший расчетный натяг, обеспечивающий необходимую прочность соединения циркуляционно нагруженного кольца подшипника с валом, мм;

R – наибольшая радиальная нагрузка на подшипник, кН;

k - коэффициент, принимаемый приближенно для подшипников средней серии – 2,8;

b - рабочая ширина кольца подшипника, м.

 

Во избежание  разрыва кольца выбранную посадку  Ø55 L0/k6 следует проверить, чтобы средний натяг (мм) посадки не превышал значения, допускаемого прочностью кольца:

 

N_ср>

13,5 мкм > 1,213 мкм

Поле  допуска на вал выбрано верно.

 

6 Расчет размерной  цепи методом максимум – минимум

 

6.1 Исходные  данные:

=1_-1,0 мм

А₁=70 мм

А₂=19_-0,120

А₃=28 мм