Допуск и посадка на подшипник

1. Расчет и выбор посадок подшипника качения. Назначение посадок для указанных на чертеже сборочной единицы

По ГОСТ 333–79 для подшипника 5−2 007 107 находим его размеры: D=62 мм, d=35 мм, В=17 мм, r=1,5 мм.

Устанавливаем вид нагружения кольца.

Внешнее кольцо подшипника неподвижно, значит оно испытывает местное нагружение. Из условия задания характер нагрузки — перегрузка 300% для разъемного корпуса 62 по таблице 2.1 выбираем посадку Js6.

Для кольца, испытывающего циркуляционное нагружение, посадка выбирается по интенсивности радиальной нагрузки, которая рассчитывается по формуле.

k₁. k₂. k₃ где

Fr-радиальная реакция опоры на подшипник-2500 кН

b-рабочая ширина посадочного места, b=В-2r

B-ширина подшипника-17 мм

r — радиус закругления кольца подшипника — 1,5 мм

k₁ — динамический коэффициент посадки, при перегрузке до 300%

k₁=1,8

k₂ — коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга.

k₂=1 для сплошного вала.

k₃ — коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки Fr между рядами роликов. Если осевая нагрузка отсутствует:

k₃=1

1,8=321,43 н/мм По табл. 2.5 находим поле допуска детали, соединяемой с кольцом подшипника для вала 35-k

По табл. 2.6 устанавливаем точность посадочных поверхностей вала-k5.

При назначении посадок на соединение 25 дистанционной втулки поле допуска внутреннего диаметра втулки выбираем Н11 а вала d11, чтобы обеспечить зазор в соединении. При назначении посадки для соединения 20 шестерня-вал считаем, что сборка и разборка соединения будет производиться редко. Для данного соединения можно применить переходную посадку Н7/k6, которая является предпочтительной и рекомендуется для соединения зубчатых колес с валами металлорежущих станков.

Для каждого соединения рассчитываем предельные размеры валов и отверстий, допуск на них, зазоры или натяги, допуски и посадки.

Предельные размеры отверстия:

Dmax = dн + ES = 35+0= 35 мм

Dmin = dн + EJ = 35−0,008 = 34,992 мм Допуск отверстия ТD = Dmax — Dmin = ES-EJ =0 — (-0,008)=0,008 мм Предельные размеры вала:

dmax = dн + es =35 + 0,011 =35,011 мм

dmin = dн + ei = 35+0,002 =35,002 мм Допуск вала Тd = dmax — dmin = es — ei =0,011−0,002=0,009 мм

dн — номинальный размер соединения dн = 35 мм Для этого соединения посадка с натягом.

Наибольший зазор Nmax = dmax — Dmin =35,011−34,992=0,019 мм.

Наибольший натяг Nmin = dmin — Dmax = 35,002−35=0,002 мм.

Допуск посадки ТN = Nmax — Nmin = ТD + Тd =0,008+0,009=0,017 мм.

Результаты расчетов

1.1 Расчет гладких калибров

Для соединения шестерня-вал 20Н7/k6 выполняем расчет калибров для контроля деталей: пробки — для контроля отверстия и скобы — для контроля вала.

Расчет калибров-пробок

Dmax = dн ES = 20+0,021 = 20,021 мм

Dmin = dн + EJ = 20+0 = 20 мм По таблице 3.1 выбираем величины: Z=3 мкм; Y=3 мкм

H=4 мкм ПРmax = Dmin+Z+H/2=20+0,003+0,002=20,005 мм ПРmin = Dmin+Z-H/2=20,021+0,003−0,002=20,022 мм ПРизн = DminY = 20 — 0,003 = 19,997 мм НЕmax = Dmax + H/2 = 20,021+0,002 = 20,023 мм НЕmin = Dmax — H/2 = 20,021−0,002 = 20,019 мм Исполнительный размер рабочего проходного калибра (пробки) ПРисп = 20,005_,-0004 мм

Исполнительный размер рабочего непроходного калибра (пробки) НЕисп = 20,019_-0,004 мм

Расчет калибров-скоб

dmax = dн + es =20 + 0,015=20,015 мм

dmin = dн + ei = 20+0,002 =20,002 мм По таблице 3.1 выбираем величины: Z1=3 мкм; Y1=3 мкм

H1=4 мкм ПРmax = dmax-Z1+H½ = 20,015−0,003+0,002=20,014 мм ПРmin = dmax-Z1-H½ = 20,015−0,003−0,002=20,01 мм ПРизн = dmax+Y1 = 20,015+0,003=20,018 мм НЕmax = dmin+ H½ = 20,002+0,002=20,004 мм НЕmin = dmin — H½ = 20,002−0,002=20 мм Исполнительный размер рабочей проходной скобы ПРисп = 20,014+0,004 мм Исполнительный размер рабочей непроходной скобы НЕисп = 20+0,004 мм.

2. Расчёт точности резьбовых соединений

Дана резьба М48×2−6G/6е По ГОСТ 8724–81 устанавливаем, что диаметр заданной резьбы входит в 1-й ряд предпочтений. Номинальные значения наружного диаметра болта и гайки, а также шаг указаны в обозначении резьбы

D=d=48 мм, Р=2 мм Номинальные значения среднего и внутреннего диаметров находим по ГОСТ 24 705–81.

Средний диаметр резьбы D2 = d2 =46,701 мм Внутренний диаметр резьбы D1 = d1 =45,835 мм По ГОСТ 16 093–81 находим предельные отклонения для всех диаметров резьбы.

Наружная резьба М48−6е имеем:

для d, d2, и d1 верхнее отклонение — es=-71 мкм для d нижнее отклонение — ei =-351 мкм для d2 нижнее отклонение — ei = -251 мкм Внутренняя резьба М48−6G имеем:

для D, D2 и D1 нижнее отклонение EI =+38 мкм для D2 верхнее отклонение ES=+274 мкм для D1 верхнее отклонение ES=+413 мкм Результаты расчетов

3. Выбор посадок шпоночных соединений

Дано шпоночное соединение с призматической шпонкой длиной 110 мм, диаметр соединения вал-втулка ?220 Н7/m7 соединение плотное.

Для 220 по ГОСТ 23 360–78:

ширина шпонки и пазов в=50 мм;

высота шпонки h=28 мм;

глубина паза вала t1=17 мм втулки t2=11,4 мм Для заданного вида соединения выбираем поля допусков по размеру в: шпонка по ширине — h9; паз вала — Р9; паз втулки — Р9.

высота шпонки — h11;

длина шпонки — h14;

длина паза вала — Н15;

глубина паза вала t1=17^+0,3 t2=11,4^+0,3

По ГОСТ 25 347–82 и табл. 2.1 находим предельные отклонения параметров: шпонка в=50−0,062 мм, h=28−0,13 мм, l=110−0,87 мм.

Расчет предельных размеров параметров соединения.

Предельные размеры втулки

dmax = dн + ES = 220+0,046 = 220,046 мм

dmin = dн + EJ = 220−0 = 220 мм Предельные размеры вала:

dmax = dн + es =220 + 0,063 =220,063 мм

dmin = dн + ei = 220+0,017 =220,017 мм

Результаты расчета

4. Расчет точности шлицевых соединений

подшипник посадка точность шпоночный Определение серии соединения и способа центрирования. По ГОСТ 1139–80 находим, что соединение D-20×112×125Н7/js6х9F8/js7 относится к тяжелой серии. Центрирование производится по наружному диаметру D. Это центрирование применяется при твердости отверстия втулки, допускающей обработку протягиванием.

Определение поля допуска не центрирующего диаметра.

По ГОСТ 1139–80 находим поле допуска втулки по размеру d: Н11. Для вала при центрировании по D поле допуска по d буквенного обозначения не имеет. d1min=104 не менее по ГОСТ 1139–80. По диаметру D втулка-Н7, вал — js6. Ширина паза втулки в-F8, вала-js7

Расчет предельных размеров параметров.

Предельные размеры втулки:

Dmax = dн + ES = 125+0,040 = 125,040 мм

Dmin = dн + EJ = 125+0 = 125 мм

dmax = dн + es =112+0,220 = 112,22 мм

dmin = dн + ei = 112+0 = 112 мм вmax =вн+ ES = 9+0,035=9,035 мм вmin =вн+ EJ = 9+0,013=9,013 мм Результаты расчетов

5. Выбор точности зубчатых передач

Дана зубчатая передача с модулем m=1 мм, числами зубьев z₁=21 и z₂=36, углом наклона зуба =0°, шириной венца b_w=15 мм. Частота вращения колеса n₂ =6900 об/мин, температурой зубчатых колес t₁ =70°C температурой корпуса t₂ =55°C.

Определение основных параметров зубчатой передачи. Диаметры делительных окружностей:

шестерни: d1 = mn · Z1/cos=1· 21/ cos0°= 21/1 = 21 мм колеса: d2= mn · Z2/cos=1· 36/ cos0°= 36/1 = 36 мм Межосевое расстояние в передаче:

а_w12=m_n· (z₁+z₂)/2·cos=1·(21+36)/ 2· 1 = 28,5 мм

Выбор степени точности передачи.

Используем табличный метод выбора степеней точности.

Определяем окружную скорость зубчатого колеса:

V=m_n· z₂·n₂/60·1000=3,14·1·36·6900/60·1000=12,99 м/с В зависимости от окружной скорости устанавливаем степень точности по нормам плавности. Скорость 12,99 м/с соответствует 7-ой степени точности. Назначаем по нормам кинематической точности и нормам контакта зубьев также 7-ю степень точности.

Выбор вида сопряжения зубчатых колес в передаче.

Определяем величину бокового зазора, предназначенную для температурной компенсации

Jn1 = аw1 · [бp₁ · (t1−20°) — бp₂ · (t2−20°)]·2sinб аw1 — межосевое расстояние передачи, бp₁, бp₂ — коэффициенты линейного расширения материалов зубчатых колес и корпуса:

t1 и t2 — расчетные температуры нагрева соответственно зубчатых колес и корпуса.

б-угол зацепления (б=20°)

для стальных колес бp₁ =11,5· 10^-6, для чугунного корпуса бp₂ =10,5· 10^-6

Jn1=28,5· [11,5·10^-6·(70−20) — 10,5· 10^-6·(55−20)]·2·0,3420=0,4 045 мм 4,045 мкм Величина бокового зазора, необходимая для размещения слоя смазки

Jn2=k· mn,

где k=10−30, принимаем k=15

Jn2=15· 1 = 15 мкм Расчетный боковой зазор

Jn расч = Jn1 + Jn2 =4,045+15=19,045 мкм По значению Jn расч и аw1=28,5 мм выбираем вид сопряжения Е, для которого Jn min=30 мкм

8-С ГОСТ 1643-81

Выбор комплексов контролируемых параметров.

Для контроля кинематической точности зубчатых колес по ГОСТ 1643–81 выбираем кинематическую погрешность колеса Fir

Для шестерни Fi1 =Fp1 + ft1 = 32+11=43 мкм Для колеса Fi2 =Fp2 + ft2 = 36+11=47 мкм

Fp1 =32 мкм

Fp2=36 мкм-допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса

ft1 = 11 мкм

ft2 = 11 мкм — допуск на погрешность профиля зуба Допуск на местную кинематическую погрешность шестерни

fi1 =25 мкм, fi2 =25 мкм Для контроля контакта зубьев в передаче выбираем показатель — суммарное пятно контакта. Размеры пятна контакта по высоте зубьев -45%, по длине зуба-60%.

Предельные отклонения межосевого расстояния fа=±16 мкм.

Наименьшее дополнительное смещение исходного контура шестерни Енs1= -35 мкм, колеса Енs2= -35

для шестерни Fr1 =36 мкм, для колеса Fr2 =36 мкм Допуск на смещение исходного контура шестерни Тн1 =45 мкм колеса Тн2 =60 мкм.

1. А. И. Якушев, Л. Н. Воронцов, Н. М. Федотов. Взаимозаменяемость, стандартизация и измерения. М «Машиностроение» 1986 г.

2. Допуски и посадки: Справочник в 2 ч. Под ред. В. Д. Мягкова. Л. «Машиностроение» 1982 г. Ч. 1

3. Допуски и посадки: Справочник в 2 ч. Под ред. В. Д. Мягкова. Л. «Машиностроение» 1982 г. Ч. 2

4. А. С. Зенкин, И. В. Петко «Допуски и посадки в машиностроении. Справочник. К.: Техника. 1984 г.