Де R- навантаження на підшипник (Н), l – довжина з’єднання вала і отвору (м), dH – номінальний діаметр з’єднання (м)

P=750/(34·24)=0.919∙10⁶ Н/м²

2.2.2. Визначаємо допустиму мінімальну товщину мастильного шару [ h_min ] за формулою:

[ hmin ] = K × (4RaD + 4Rad + g).

де К=2 – коефіцієнт запасу надійності по товщині мастильного шару;

g = 2мкм – добавка на нерозривність мастильного шару;

R_aD = R_ad = 0,16 мкм

[ hmin ] = 2 × (4 × 0,16 + 4 × 0.16 + 2) = 5.28 × 10^-6 м.

2.2.3. Задаємось робочою температурою підшипника. Робоча температура підшипника повинна бути не вищою 60..75°С. Для попередніх розрахунків t_n= 75 °С.

Відповідно з прийнятою температурою t_n і маркою мастила визначається його динамічна в’язкість:

m=m_таб. (50/ t_n)^2,8,

де m_таб.- динамічна в’язкість при t_n= 75 °С по додатку 2.

ка масла масло марки И-20А- m_И-20А = 20,7·10^-3 ;

2.2.4. Розраховуємо значення коефіцієнта А_h по формулі:

А_h = ,

де w - кутова швидкість валу (с^-1).

w = π·n/30 = 3.14·1280/30=134,041 с^-1.

А_h =

Значення А_h приймаємо тому, що воно входить в задані межі: А_h = 0,08...0,64.

2.2.5. По графіку рис.1.27 [1, ст.288], використовуючи значенням А_h = 0,44 (горизонтальна пряма) і співвідношення l /d_h = 34/24 ≈ 1,5 (крива графіка) знаходимо точки перетину прямої з кривою графіка. Цим точкам перетину на горизонтальній осі відповідають відносні ексцентриситети C_min і C_max.

При А_х = 1,55 C_min = 0,3

Розраховуємо мінімальний граничний зазор

.

2.2.6. По графіку рис. 1.27 [1, ст.288] і значенню А_h = 0,011 знаходимо максимальний відносний ексцентриситет, C_max = 0,95. Визначаємо максимальний допустимий зазор:

2.2.7. Розраховуємо оптимальний зазор:

,

Х_опт = 0,43, А_опт = 0,548.

2.2.8. Вибираємо із таблиць допусків і посадок всі стандартні посадки, які задовольняють основну умову вибору посадок за [S_min] i [S_max].

Вибираємо посадку Æ 24

Для вибраної посадки повинна виконуватись основна умова:

S_max < [S_max] = 46< 47; S_min ≥ [S_min] = 20 ≥ 15

2.2.9. Визначаємо поля допусків посадки:

Н9: ES = 13 мкм; f8: es = 20 мкм;

EI = 0 мкм; ei = – 33 мкм.

2.2.10. Розрахунок параметрів посадки з зазором, мм:

D_max = ES + D = 0,013 + 24 = 24,013;

D_min = EI + D = 0 + 24 = 24;

TD = D_max – D_min = 24,013 – 24 = 0,013;

d_max = es + d = -0.020 + 24 = 23.98;

d_min = ei + d = -0,033 + 24 = 23,967

Td = d_max – d_min = 23.98 –23,967= 0,013;

S_min = D_min – d_max = 24 – 23.98 = 0.020;

S_max = D_max – d_min = 24,013 – 23,967 = 0,046;

TS = S_max – S_min = 0,046 – 0.020= 0,026;

T= Td + TD = 0,013 + 0,013 = 0,026;

2.3. Схема розміщення полів допусків посадки з зазором

3. Розрахунок і вибір нерухомої посадки.

3.1. Призначення нерухомих посадок.

Посадки з натягом застосовуються для одержання нерухомих з’єднань, як правило, без додаткового кріплення. Додаткове кріплення застосовується відносно рідко, коли з’єднання навантаженні значними крутними моментами, або здвигаючими силами.

Розрахунок посадок з натягом виконується з метою забезпечення двох основних умов: гарантувати нерухомість з’єднання, тобто відсутність зміщення з’єднаних деталей, тобто виключити можливість їх пластичної обробки.

3.2. Розрахунок та вибір посадки з натягом.

3.2.1. Розраховуємо найменший питомий тиск:

[P_min] =

де f = 0.1 – коефіцієнт тертя.

[P_min] = 0.8 × 10⁶ Н / м²

3.2.2. Знаходимо найменший розрахунковий натяг N¢_min.

Попередньо розраховуємо коефіцієнти С₁ і С₂.

C₁ = 1 + m_D, C₂ = 1 – m_d

m_D = m_d = 0.3 – коефіцієнт Пуассона.

С₁ = 1 + 0,3 = 1,3; С₂ = 1 – 0,3 = 0,7.

N¢_min = [P_min] × d_H × ((C₁ + C₂) / E),

де Е – модуль пружності матеріалу.

N¢_min = 0.8 × 10⁶ × 30 × 10^-3 ×((1,3 + 0,7) / 2 × 10¹¹) = 24 × 10^{-6 м}

3.2.3. Розраховуємо мінімальний допустимий натяг:

[N_min] = N¢_min + g _ш + g_t,

де g_ш – поправка, яка враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з’єднань, g _ш = 1,2 × (4R_АD + 4R_аd).

R_АD, R_аd – висота мікронерівностей профілю по десяти точках відповідно поверхонь отвору і валу.

g_ш = 1,2 × (12.8 + 6.4) = 23.04 мкм = 23.04 × 10^-6м.

g_t – поправка, яка враховує відмінність температури деталей t_d, t_D, температури складання t_СК.

Оскільки t_СК = 20⁰ С, g_t = 0.

Тоді, N_min = 24 + 23.04 = 47.04 мкм = 47.04×10^{-6 м.}

3.2.4. Знаходимо максимально допустимий питомий тиск [P_mах], для чого визначаємо Р₁ і Р₂:

Р₁ = P₂ = 0,58 × s_Т1 × [1 – (d₁ / d_H)²] = 0,58 × 8.5 × 10⁸ × = 49.3 × 10⁷ H / м².

Для подальших розрахунків беремо значення [Р_max] = 49.3 × 10⁷ H / м².

N¢_max = [P_max] × d_H × ((C₁ + C₂) / E) = 49.3× 10⁷ × 30 × 10^-3 × ((1,3 + 0,7) / 2 × 10¹¹) =

= 147.9× 10^{-6 м.}

3.2.5. Визначаємо максимально допустимий натяг:

[N_max] = N¢_max × g_уд + g_ш – g_n,

де g_уд – коефіцієнт збільшення питомого тиску на торцях охоплюючої деталі.

g_уд = 0,8.

g_n = 0 мкм – коефіцієнт повторних запресувань.

[N_max] = 147.9×0,8+ 23.04 – 0 = 141.36 × 10^{-6 м.}

3.2.6. Вибираємо із таблиць допусків і посадок всі стандартні посадки, які задовольняють умови вибору посадок за [N_min] i [N_max].

Вибираємо посадку Æ 30

3.2.7. Розраховуємо зусилля запресування:

R_n = f_n × P_max × p × d_H × l,

де f_n = 1,2 × f = 1,2 × 0,1 = 0,12 – коефіцієнт тертя при запресуванні;

Р_mах – питомий тиск при максимальному натягу N_max:

R_n = f_n × P_max × p × d_H × l = 0,12 × 39.26×10⁷× 3,14 × 21×10^-3 × 24×10^-3 =7.456×10⁴ H.

3.2.8. Розрахунок параметрів посадки з натягом, мм:

D_max = D + ES = 30 + 0,033 = 30.033 мм;

D_min = D + EI = 30 + 0= 30 мм;

TD = D_max – D_min = 30,033 – 30= 0,033;

d_max = d + es = 30 + 0.056 = 30.056 мм;

d_min = d + ei = 30 + 0,035 = 30.035 мм;

Td = d_max – d_min = 30.56 – 30.035 = 0,021;

N_min = d_min – D_max = 30.035 – 30.033 = 0,002;

N_max = d_max – D_min = 30.056 – 30 = 0,056;

TN = N_max – N_min = 0,056 – 0,002 = 0,054;

TN = Td + TD = 0,021 + 0,0333 = 0,054.

3.3. Схема розміщення полів допусків посадки з натягом

4. Розрахунок і вибір перехідної посадки.

4.1. Призначення перехідних посадок.

Перехідні посадки застосовуються для нерухомих роз’ємних з’єднань, вимагаючих по характеру роботи точного центрування деталей або вузлів. Часто ці з’єднання використовуються з допоміжним кріпленням. Характерна особливість перехідних посадок - можливість одержання незначних зазорів або натягів.

4.2. Розрахунок та вибір перехідної посадки.

Розраховуємо очікувані при складанні ймовірності натягу та зазору в посадці

Æ 20

4.2.1. Визначаємо натяги:

N_max = es – EI =21 –0 = 21 мкм;

S_max = ES – еі = 21 – 8 = 13 мкм;

= 8 мкм

TD = ES – EI = 21 – 0 = 21 мкм;

Td = es – ei = 21 – 8 = 13 мкм.

4.2.2. Знаходимо середнє квадратичне відхилення натягу (зазору):

мкм

4.2.3. Розраховуємо границю інтегрування (при N = 0):

4.2.4. З таблиці (1, табл. 1.1) по розрахунковому Z:

Ф (Z) = Ф (0.96) = 0,3315.

4.2.5. Визначаємо ймовірність натягів і зазорів:

PN’= 0.5 + Ф (Z) = 0,5 + (-0,3315) = 0,168;

PS’= 0.5 - Ф (Z) = 0,5 – (-0,3315) = 0,831.

Процент з’єднань з натягом:

PN= 100 × PN’= 100 · 0,168 = 16.8 %;

Процент з’єднань з зазором:

PS= 100 × PS’= 100 · 0,831 = 83.1 %;

4.2.6. Розрахунок параметрів перехідної посадки, мм:

D_max = ES + D = 0.021 + 20 = 20.021;

D_min = EI + D = 0+ 20 = 20;

TD = ES - EI = 0.021 – 0 = 0.021;

d_max = es + d = 0.021 + 20 = 20.021;

d_min = ei + d = 0.008 + 20 = 20.008;

Td = d_max – d_min = 20.021 – 20.008= 0,013;

S_max = D_max – d_min = 20.021 – 20.008 = 0,013;

N_max = d_max – D_min = 20.021 – 20 =0,021;

TS (N) = N_max + S_max = 0,021 + 0,013 =0,034;

TS (N) = Td + TD = 0,013+ 0,021 = 0,034.

4.3. Схема розміщення полів допусків перехідної посадки

5. Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких циліндричних виробів.

5.1. Призначення та область застосування граничних калібрів.

У виробництві, особливо масовому і крупно серійному, контроль деталей часто здійснюється калібрами і шаблонами.

Робочі калібри використовуються для контролю деталей на робочих місцях у процесі їх виготовлення (ПР - прохідний робочий; НЕ - непрохідний робочий). Контрольні калібри використовують для контролю або регулювання робочих калібрів (К - ПР - контрольний калібр для прохідного робочого калібра; К - НЕ - контрольний калібр для непрохідного робочого калібра; К - U - контрольний калібр для контролю спрацювання прохідної сторони робочого калібра).

ГОСТ 24853 - 81 (СТ РЕВ 157 - 75) на гладенькі калібри встановлює такі допуски на виготовлення: Н - робочих калібрів (пробок) для отворів; Н₁ - калібрів (скоб) для вала; Н_Р - контрольних калібрів для скоб. Для прохідних калібрів, які в процесі контролю спрацьовуються, крім допуску на виготовлення, передбачаються допуски спрацювання.

Калібри і контркалібри характеризуються номінальними і виконавчими розмірами.

5.2. Розрахунок виконавчих розмірів калібру скоби для контролювання валу.

Æ 20

Розраховуємо граничні розміри валу

Вибираємо значення допусків і відхилень за ГОСТ 21401-75

- відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру вала відносно граничного розміру виробу, мкм;

- допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру валів за межу поля допуску виробів, мкм;

- допуск на виготовлення калібрів для вала;

- допуск на виготовлення контрольних калібрів скоби;

=3(мкм); =3(мкм); =4(мкм); =1,5(мкм);

У відповідності з вибираною схемою полів допусків калібрів розраховуємо граничні розміри

- калібрів-скоб для валів

- контрольних калібрів для калібрів скоб

Визначаємо граничні розміри калібрів скоб для контролі валів;

Виконавчі розміри калібру

6. Розрахунок розмірних ланцюгів.

6.1. Основні положення теорії розмірних ланцюгів.

В будь - якій конструкції машини або механізму окремі деталі зв’язані між собою взаємним розміщенням, розмірами та допусками на них. Вказаний зв’язок регламентується розмірними ланцюгами.

Розмірний ланцюг - сукупність взаємозв’язаних розмірів, які утворюють замкнутий контур та визначають взаємне розміщення поверхонь (або осей) однієї або декількох деталей.

Однією з основних властивостей розмірного ланцюга є його замкнутість, яка і визначає взаємозв’язок розмірів деталей, які входять в розмірний ланцюг.

Кожний з розмірів, який утворює розмірний ланцюг, називається ланкою. Серед ланок розмірного ланцюга розрізняють одну замикаючу ланку, а інші - складові.

Замикаюча ланка розмірного ланцюга A_Σ безпосередньо не виконується, а утворюється автоматично в результаті виконання всіх ланок.

По відношенню до замикаючої ланки складові ланки діляться на збільшуючі, із збільшенням яких вихідна ланка збільшується, та зменшуюча, при збільшенні яких вихідна ланка зменшується.

Вид ланки (збільшуюча або зменшуюча) можна встановити використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схему розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення, яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки.

Формулювання задачі:

На рис. 6.1. зображено вузол циліндричного редуктора, на валу 4 якого, розміщеного в підшипниках кочення 2, розташованих в корпусі 1, розміщений блок зубчастих коліс 3.

Згідно з технічними вимогами до вузла, що розглядається необхідно щоб сумарний осьовий зазор між підшипником 5 і кришкою 6 знаходився в межах - 0,3...0,9 мм.

Необхідно визначити допуски та граничні відхилення на розміри тих деталей, які визначають величину осьового зазору.

6.2. Схема розмірного ланцюга.

рис. 6.1. Схема розмірного ланцюга

6.3. Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму - мінімуму.

6.3.1. Аналіз конструкції показує, що вихідною ланкою є осьовий зазор, який залежить від розмірів підшипників А₃ і А₅, та розмірів А₁, А₂ і А₄ .

6.3.3. Задаємо направлення обходу по контуру і визначаємо зменшуючі та збільшуючі ланки:

А₁, А₃,…, А₆ – зменшуючі;

А₂ – збільшуюча.

6.3.4. Згідно з заданими технічними умовами A_Σ = . Тобто номінальне значення вихідної ланки A_Σ = 0,6. Допуск на розмір вихідної ланки Т_Σ = A_Σmax – A_Σmin = 0,85 – 0,4 = 0,45 мм.

6.3.5. Складаємо рівняння розмірного ланцюга:

A_Σ + A₁ + A₃ + A₄ + A₅ + A₆ – A ₂ = 0.

6.3.6. Із конструктивних міркувань прийнято що

;

A₁ = m ∙ A_1(кр) = 1 ∙ 43 = 43 мм;

A₂ = m ∙ A_2(кр) = 1 ∙ 523,6 = 533,6 мм;

A₃ = m ∙ A_3(кр) = 1 ∙ 75 = 75 мм;

A₄ = m ∙ A_4(кр) = 1 ∙ 290 = 49 мм;

A₅ = m ∙ A_5(кр) = 1 ∙ 75 = 75 мм;

A₆ = m ∙ A_6(кр) = 1 ∙ 50 = 50 мм.

Підставляємо прийняті значення розмірів в основне рівняння і дістанемо:

A_Σ + A₁ + A₄ + A₅ + A₆ – A ₂ =

= 0,6 + 43 + 75 + 290 + 75 + 50 – 533,6 = 0.

Отже вимога основного рівняння виконана.

Приймаємо що допуск вихідної ланки будемо розподіляти між складовими ланками, користуючись методом рівного ступеня точності.

6.3.7. Визначаємо число одиниць допуску

.

6.3.8. По табл. 2 [4, ст.14] вибираємо найближче менше число одиниць допуску а = 40, що відповідає 8 квалітету.

6.3.9. По стандарту СТ РЕВ 144-75 призначаємо допуски на всі складові розміри по 8 квалітету

Т_A1 = 39 мкм; Т_A2 = 97 мкм;

Т_A3 = 46 мкм; Т_A4 = 39 мкм;

T_A5 = 46 мкм; Т_A6 = 46 мкм.

6.3.10. Перевіряємо правильність призначення допусків за формулою:

(39 + 97 + 46 + 39 + 46 + 46) ≤ 450;

313 ≤ 450;

Отже умова виконується.

6.3.11. Згідно з рекомендаціями [2, ст. 25] призначаємо відхилення на всі складові розміри. Зокрема, на розмір A₂, як на ступінчастий, відхилення буде симетричним, а всі інші розміри, як на основний вал, тобто в “мінус”, тоді:

A₁ = 43 _{– 0,027}; A₂ = 533,6 0,045;

A₃ = 75 _{– 0,016}; A₄ = 290 _{– 0,039};

A₅ = 75 _{– 0,046}; A₆ = 50 _{– 0,081}.

6.3.12. Розраховуємо середні відхилення полів допусків замикаючої та складових ланок за формулою:

;

.

6.3.13. Перевіряємо правильність призначення відхилень за формулою:

–0,03 = 0 – (– 0,0135 – 0,008 – 0,0195 – 0,023 – 0,0405);

–0,03 ≠ 0,1045.

Отже умова не виконується і тому доцільно ввести “залежну” ланку.

6.3.14. Нехай залежною ланкою буде A₆. Тоді зберігаємо прийняті вище відхилення для всіх ланок крім ланки A₆. Враховуючи, що ланка A₆ – зменшуюча, її середнє відхилення визначаємо за формулою:

= E_с6 = 0 – (– 0,0135 – 0,008 – 0,0195 – 0,023) + 0,03 = 0,094;

= E_с6 = 0,094.

6.3.15. Граничні відхилення залежної ланки визначаються за формулами:

= 0,094 + (– 0,0405 / 2) = 0,07375;

= 0,094 – (– 0,0405 / 2) = 0,11425.

Таким чином можна записати, що

A₆ = 50 ;

Перевіримо ще раз правильність призначення відхилень за формулою:

–0,03 = 0 – (– 0,0135 – 0,008 – 0,0195 – 0,023 + 0,094);

–0,03 = –0,03.

Таким чином, виконані розрахунки дозволили уточнити номінальні значення всіх розмірів, які входять у розмірний ланцюг, і обґрунтовано призначити на них допуски та граничні відхилення.

7. Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення

7.1. Призначення та вибір посадок підшипників кочення

Підшипники кочення - найбільш поширені стандартні вироби, без яких неможлива робота практично жодної машини. Якість підшипників, довговічність і надійність їх роботи залежить від точності приєднувальних розмірів - зовнішнього діаметру D₁ зовнішнього кільця і внутрішнього діаметру d внутрішнього кільця, а також від точності тіл кочення, складання, радіального і торцевого биття. Відхилення приєднувальних розмірів D і d кілець підшипників наведені в [2, с.806; табл. 4.70...4.75], /дод.7/. Вибір посадок кілець підшипників кочення визначається характером їх навантаження. При цьому розрізняють такі види навантаження кілець: місцеве, циркуляційне і коливальне /рис.7.1/.

Місцеве навантаження характеризується постійним по величині і напрямку радіальним навантаженням, що передається нерухомому кільцю. Отже, під навантаженням знаходиться обмежена ділянка поверхні кільця /рис.7.1, а/.

Рис. 7.1.

При циркуляційному навантаженні постійне по величині і напрямку навантаження передається обертаючому кільцю або обертаюче навантаження сприймається нерухомим кільцем. В цьому випадку послідовно буде навантажена вся поверхня кільця /рис.7.1, б/.

Коливальне навантаження відбувається, коли на кільце діє постійне по величині і напрямку навантаження Р_n в поєднанні з обертаючим навантаженням P_в /рис.7.1, в/. Отже, виникає обертаюче знакозмінне навантаження, що сприймається певною ділянкою поверхні кільця. В окремих випадках при певному співвідно­шенні обертаючого навантаження та постійного можуть виникнути умови, що відповідають місцевому або циркуляційному навантаженню.

На рис.7.1 Р_n Р_в Р_p - відповідно постійне по напрямку, обертаюче і рівнодіюче навантаження. Поля допусків для встановлення підшипника на вал і в корпус наведені в [1, с.816, табл.4.78, 4.79]; /дод.8,9/.

При циркуляційному навантаженні посадки на вал і в корпус вибираються по інтенсивності радіального навантаження Р_R для посадочної поверхні розраховується із співвідношення:

де R - радіальна реакція опори (Н); b = B - 2∙r - робоча ширина посадочного місця; В - робоча ширина підшипника (м); r - радіуси скруглення (м); K_n - динамічний коефіцієнт, який залежить від характеру навантаження (при помірних поштовхах K_n = 1 при навантаженні до 300% K_n = 1,8); F - коефіцієнт ослаблювання порожнистого вала або тонкостінного корпусу; F_A - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження міх рядами роликів в дворядних конічних підшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження [1, с.817, табл. 4.80, 4.81]. В прикладах, які розглядаються в даних методичних вказівках, коефіцієнти F = F_A = 1.

Поля допусків вибирають по значенню допустимої інтенсивності P_R [1, c.810, табл.4.82]; [дод. 8].

Рекомендації по вибору полів допусків при установленні підшипників на вал, або в корпус з урахуванням характеру навантаження, крім циркуляційного, режиму роботи і типу підшипника наведе­ні в [1, с.821. табл. 4.84], [дод. 9].

7.2. Розрахунок посадок підшипників кочення.

Формулювання задачі:

Вибрати посадку циркуляційно навантаженого кільця радіального однорядного підшипника №420.

(d = 30 мм; D = 62 мм; В = 16 мм; r =1,5 мм) Умовне позначення 206. На обертаючий суцільний вал, розрахункова радіальна реакція опори R = 10 Н. Навантаження є спокійним.

Рішення:

Розраховуємо інтенсивність навантаження:

= 10 / ((16 – 2∙1,5) ∙10^-3) ∙1 ∙1 ∙1 = 769,2 ∙10³ Н/м

Такій інтенсивності навантаження по таблиці /дод.8/ для зовнішнього кільця підшипника відповідає поле допуску K7.

Для внутрішнього кільця підшипника, яке має місцеве навантаження по таблиці /дод.9/ відповідає поле допуску валу js6.

По СТ РЕВ 774-77 знаходимо відхилення середніх діаметрів кілець:

для зовнішнього кільця

верхнє es=0

нижнє ei=-0.013(мм)

для внутрішнього

верхнє ES=0

нижнє EI=-12(мм)

По СТ РЕВ 144-75 (ГОСТ 25347-82) знаходимо граничні відхилення:

для поля допуску К7:

ES=0.009 мм;

EI=-0.021 мм;

для поля допуску js6:

es=00065 мм;

ei=-0.0065 мм;

Розраховуємо параметри кілець підшипника №206

для зовнішнього кільця ∅62

для внутрішнього кільця ∅30

Будуємо схему розташування полів допусків посадок для зовнішнього і внутрішнього кілець підшипника
7.3 Схема розміщення полів допусків кілець підшипників кочення і з'єднаних з ними деталей (корпус і вал).

8. Вибір посадок для шпонкових з¢єднань.

8.1. Обґрунтування вибору посадок для шпонкових з’єднань.

Шпонкові з¢єднання призначенні для з¢єднання валів між собою за допомогою спеціальних пристроїв (муфт), а також для з¢єднання з валами, осями різних тіл обертання (зубчатих коліс ексцентриків, шківів маховиків).

Стандартизовані шпонкові з¢єднання з призматичними, сегментними і клиновими шпонками. Частіше всього застосовується група ненапружених призматичних і сегментних шпонкових з¢єднань. Використання призматичних шпонок дає можливість більш точно центрувати спряжені елементи і отримувати як нерухомі, так і ковзаючі з¢єднання.

В шпонкових з¢єднаннях вибір полів допусків шпонки і шпонкових пазів визначається з конструктивних міркувань.

Якщо матеріал втулки піддається обробці протягуванням або калібруванням, то з міркувань економічності вибирають по зовнішньому діаметру D з¢єднань з прямобічним профілем зубців або по діаметру впадини втулки D₁ з¢єднань з евольвентним профілем зубців.

Поля допусків вала і втулки по центруючому діаметру визначають із умови точності центрування і довговічності.

Шпонки звичайно спряжуються по ширині з валом по нерухомій посадці, а з втулками – по одній з рухомих посадок. Натяг необхідний для того, щоб шпонка не переміщувалась при експлуатації, а зазор – для компенсації уникнення неточності пазів і їх перекосів.

8.2. Розшифровка позначень посадки.

1. Основні розміри призматичних шпонок і шпоночних пазів на валах і в втулках приймаємо відповідно до (СТ РЕВ 189 – 75) [5, дод.7. с.197]:

Діаметр вала, d	Номінальні розміри шпонки	Інтерв. довжин l	Глибина паза	Радіус заокруглення r або фаска S1´45°
	b ´ h	від	до	на валу t1	у втулці t2	max	min
	14 ´ 9			5,5	3,8	0,4	0,25

2. Граничні відхилення параметра b (ширина шпонки). Для нормального з’єднання стандартом передбачено [ 1, ст.113, 121 ]:

ширина шпонки 14 h9_-0,043;

ширина паза вала 14 N9_-0,043;

ширина паза втулки 14 Js9

Приклад умовного позначення призматичної шпонки з розмірами:

ширина шпонки b = 14;

висота шпонки h = 9;

довжина шпонки l = 180 мм;

діаметр вала d = 46 мм;

тип з’єднання - нормальне

Шпонка 14 ´ 9 ´ 180 СТ РЭВ 189-75.

Для шпонкового з¢єднання масового виробництва вибираємо посадку шпонки .

8.3. Схема розміщення полів допусків.

9. Розрахунок та вибір посадок для різьбових з’єднань.

9.1. Призначення допусків та посадок для різьбових з’єднань.

Вибір вимог до точності виготовлення різьбових з¢єднань залежить від класу точності: точний, середній і грубий. Вимоги до точності роз¢ємних нерухомих з¢єднань випливають із умов згвинчування болта і гайки, і міцності.

Різьбова поверхня утворюється при гвинтовому переміщенні плоского контуру певної форми по циліндричній або конічній поверхні.

Різьбові з’єднання застосовуються для кріплень, переміщень, перетворення руху обертального в поступальний і навпаки, герметизації. Різьбові з’єднання застосовуються у машинах, приладах, інструментах. Понад 60% деталей у машинах мають різьбу.

Всі різьби можна класифікувати по призначенню, профілю витків, числу заходів, направленню обертання контуру.

Різьба метрична для діаметрів 1-600 мм поділяється на різьбу з великим кроком і діаметром 1-68 мм і різьбу з малим кроком діаметром 1-600 мм. Метрична різьба використовується в основному в якості кріпильної для різьбових з¢єднань. Це пояснюється тим, що порівняно з іншими різьбами мають найбільш високий приведений коефіцієнт тертя.

Пониження ККД різьб з малим кроком являється наслідком збільшення роботи сил тертя, тому порівняно з різьбою з великим кроком, різьби з малим кроком більш надійні від самовідгвинчування метрична різьба з малим кроком рекомендується для різьбових з¢єднань при малій довжині згвинчування, при тонкостінних деталях, сконструйованих регулювальних і подібних пристроїв. В випадку використання метричної різьби з малим кроком навіть не велике зусилля достатньо для того, щоб гвинти самовільно не відгвинчувались під дією зовнішніх сил.

9.2. Визначення номінальних та граничних розмірів різьбового з’єднання.

Визначимо номінальні і граничні діаметри деталей різьбового з’єднання:

9.2.1. Визначаємо крок метричної різьби по [2, ст. 141,табл.4.24]

для d = 36 мм, крок Р = 1,5 мм.

2. Номінальні діаметри з’єднання:

Зовнішній діаметр d, D = 36.

Розміри середнього і внутрішнього діаметрів метричної різьби, визначаємо по емпіричним формулам вибраним з літератури [2, табл. 4.24.]:

середній діаметр, d₂, D₂:

d₂ = D₂ = d – 1 + 0,026 = 36 – 1 + 0,026 = 35,026 мм;

внутрішній діаметр, d₁, D₁;

d₁ = D₁ = d – 1 + 0,026 = 36 – 2 + 0,376 = 34,376 мм.

3. Граничні відхилення діаметрів зовнішнього і внутрішнього різьби:

а) діаметр зовнішньої різьби:

зовнішній es = - 0,032; ei = - 0,268;

середній es₂ = - 0,032; ei₂ = - 0,182;

внутрішній es₁ = - 0,032

б) діаметр внутрішньої різьби:

зовнішній EI = 0;

середній ES₂ = + 0,2; EI₂ = 0;

внутрішній ES₁ = + 0,3; EI₁ = 0.

9.2.2. Розраховуємо граничні розміри болта, мм:

d_2max = d₂ + es₂ = 35,026 + (- 0,032) = 35,995 мм;

d_2min = d₂ + ei₂ = 35,026 + (- 0,182) = 35,844 мм;

d_max = d + es = 36 + (- 0,032) = 35,968 мм;

d_min = d + ei = 36 + (- 0,268) = 35,732 мм;

d_1max = d₁ + es₁ = 34,376 + (- 0,032) = 34,344 мм;

d_1min - не нормується.

9.2.3. Визначаємо граничні розміри гайки [2, табл.4.29].

D_2max = D₂ + ES₂ = 35,026 + 0,2 = 35,226 мм;

D_2min = D₂ + EI₂ = 35,026 + 0 = 35,026 мм;

D_1max = D₁ + ES₁ = 34,376 + 0,3 = 34,676 мм;

D_1min = D₁ + EI₁ = 34,376 + 0 = 34,376;

D_min = D + EI = 36 + 0 = 36.

D_max - не нормується;

10. Вибір посадок для шліцьового з’єднання.

10.1 Обґрунтування вибору посадок для шліцьових з’єднань.

Шліцьові з’єднання призначені для передачі крутячих моментів і осьових сил. Порівняно із шпонковими шліцьові з'єднання забезпечують краще центрування і більшу рівномірність розподілу навантажень по висоті зуба /шліця/, передають більші крутні моменти.

Шліцьові з'єднання бувають з прямим, евольвентним, трикутним профілем.

Розміри елементів шліцьового з'єднання стандартизовані. Шліцьові з’єднання з прямобічним профілем виготовлять за ГОСТ 1139-80 /СТ РВ.В 187-75 1 СТ РЕВ І88-75/, а з евольвентним - за ГОСТ 6033-60 /СТ РЕВ 269-76; СТ РЕВ 268-76; СТ РЕВ 269-76/.

Шліцьові з'єднання трикутним профілем широкого поширення не набули.

Основні параметри шліцьового з'єднання з прямобічним профілем показано на рис. 10.1.

Рис.10.1  

Шліцьові з'єднання характеризуються зовнішнім діаметром D, внутрішнім діаметром d, шириною b шліця, числом шлі­ців /зубів/ z. 3'єднання бувають трьох серій: легкої, середньої і важкої.

Залежно від експлуатаційних і технологічних вимог центрування вала і втулки досягається одним з трьох методів: за зовнішнім діаметром D; за внутрішнім діаметром d і боковими сторонами b шліців.

Центрування за зовнішнім діаметром D /рис.10.2,а/ рекомендується тоді, коли твердість втулки дає змогу обробляти протягуванням. Цей спосіб найбільш простий і економічний.

Центрування за внутрішнім діаметром d /рис. 10.2,б/ доцільне, коли втулка має високу твердість і точний розмір можна дістати при шліфуванні діаметра d.

Рис. 10.2

Вал обробляють на шліцьошліфувальному верстаті.

Центрування за боковими сторонами шліців /рис. 10.2, в/ не забезпечує точного центрування вала і втулки, але дає найрівномірніший розподіл сил між шліцями. Метод центрування рекомендується для з'єднань у механізмах, які передають великі крутячі моменти або знакозмінні навантаження. Він забезпечує найменші зазори між боковими поверхнями зубів і западин.

Допуски та посадки. ГОСТ 1139-80 /СТ РЕВ 187-75 і СТ РЕВ І88-75/ регламентує допуски на розміри D, d, b. Повний /сумарний/ допуск /рис.10.3/ дорівнює сумі похибок розміру, форми і розміщень поверхонь. Наприклад:

де - відповідно похибки розмірів, форми і розміщень.­

Рекомендовані поля допусків втулок: H7, F8, D9, F10; валів: g6, js6, js7, k7, e8, f9, h9, d9, f9.

Рис.10.3

Стандартом передбачені також рекомендовані поєднання полів попусків валів і втулок, які утворюють посадки.

10.1.1. Визначаємо розміри елементів шліцьового з’єднання.

.

10.1.2. Розшифровка позначень посадки.

D - спосіб центрування по зовнішньому діаметру:

для отвору ;

для валу ;

z = 8 - число шліців;

d = 62 мм- внутрішній діаметр шліца;

D = 68 мм- зовнішній діаметр шліца;

b = 12 мм - ширина шліца.

Дата добавления: 2015-08-31