рефераты скачать

МЕНЮ


Контрольная работа: Виды и назначение посадок

Контрольная работа: Виды и назначение посадок

1.  Назначение посадок на гладкие цилиндрические соединения

Выбор различных посадок для подвижных и неподвижных соединений производят на основании предварительных расчетов, экспериментальных исследований.

Расчеты подвижных посадок заключаются в установлении необходимого зазора или обеспечения жидкостного трения. Расчеты неподвижных посадок сводятся к определению прочности сопрягаемых деталей, а также к определению усилий запрессовки и распрессовки.

Переходные посадки предназначены для неподвижных, однако, разъемных соединений деталей. Неподвижность в них достигается с помощью различных элементов. Переходные посадки обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей и их легкую сборку. Отверстие в переходных посадках обычно принимают на один квалитет грубее вала.

Рассмотрим одно из гладких цилиндрических соединений узла Д2 – соединение зубчатого колеса с валом с номинальным размером D2 = 22 мм. Неподвижность этого соединения обеспечивается шпонкой, поэтому здесь нет необходимости применять посадку с натягом. В таком соединении целесообразно применить одну из переходных посадок. В соответствии с рекомендациями (3, с. 322) выбираем посадку, Н7/k6 которая обеспечивает хорошее центрирование и возможность легкой сборки и разборки.

Для выбранного сопряжения определим размерные параметры деталей. По стандарту (6) находим верхние и нижние предельные отклонения размеров отверстия: ES = +21 мкм, EI = 0 и вала es = +15 мкм, ei = +2 мкм.

В соответствии с рис. 1 определяем предельные размеры Dmax, Dmin, dmax, dmin, допуски размеров TD и Td, зазор Smax и натяг Nmax; допуск посадки Tn, Dmax= D + ES = 22 + 0.021 = 22.021 мм Td= es – ei = 0.015 – 0.002 = 0.013 мм, Dmin= D + EI = 22 + 0 = 22 мм Smax= ES – ei = 0.021 – 0.002 = 0.019 мм, TD= ES – EI = 0.021 – 0 = 0.021 мм, Nmax= es – EI = 0.015 – 0 = 0.015 мм, dmax= d + es = 22 + 0.015 = 22.015 мм, Tn= TD + Td = 0.021 + 0.013 = 0.034 мм.

2.  Назначение посадок для подшипников качения

В соответствии с заданным режимом работы узла назначаем вначале посадки для подшипников по размерам: 1) D7= 20 мм и D8=52 мм; 2) D4 = 25 мм и D5 = 62 мм.

Посадку вращающихся колец подшипников для исключения их проворачивания по посадочной поверхности вала или отверстия корпуса в процессе работы под нагрузкой необходимо выполнять с гарантированным натягом. Посадку одного из не вращающихся колец двухопорного вала необходимо проводить с гарантированным зазором для обеспечения регулировки осевого зазора или натяга, а также для компенсации температурных расширений валов или корпусов.

Поскольку в данной курсовой работе не ставится задача определения этих параметров, то для выбора посадок необходимо учитывать указанный в задании режим работы подшипника, в данном случае нормальный, т.е. 0.07£ P/C£ 0.15.

Из конструкции узла следует, что внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, или оно испытывает циркуляционное нагружение, а наружное кольцо испытывает местное нагружение, так как оно неподвижно относительно радиальной нагрузки.

Исходя из этих условий, т.е. режима работы и характера нагружения по (22, табл. 1 и 3 прил. 5) принимаем посадку внутреннего кольца подшипника на вал 1) Æ20k6, 2) Æ25k6, а посадку наружного кольца в корпус 1)Æ52 Js7, 2)Æ 62 Js7.

Для посадки 1)Æ20 k6 верхнее предельное отклонение отверстия внутреннего кольца ES= 0, а нижнее EI= -8 мкм. Предельные отклонения вала выбираем по стандарту (6), они будут равны: es= + 15 мкм и ei= + 2 мкм.

Для посадки 1)Æ52 Js7 по (20 или 4 табл. 4.83) верхнее предельное отклонение наружного кольца подшипника es=+10 мкм, а нижнее ei =-10 мкм. Согласно (6) верхнее предельное отклонение диаметра отверстия корпуса ES=0, а нижнее EI= -8.

Для посадки 2)Æ25 k6 верхнее предельное отклонение отверстия внутреннего кольца ES=0, а нижнее EI= -8 мкм. Предельные отклонения вала выбираем по стандарту (6), они будут равны: es= + 15 мкм и ei= + 2 мкм.

Для посадки 2)Æ62 Js7 по (20 или 4 табл. 4.83) верхнее предельное отклонение наружного кольца подшипника es=0, а нижнее ei = -8 мкм. Согласно (6) верхнее предельное отклонение диаметра отверстия корпуса ES= + 10, а нижнее EI=-10.

Определяем для выбранных посадок предельные зазоры Smax и Smin, натяги Nmax и Nmin между сопрягаемыми поверхностями (1):

Внутреннего кольца и вала

Nmax=es-EI=15+8=23 мкм;

Nmin=ei-ES=2 – 0=2 мкм;

Наружного кольца и корпуса

Nmax=es-EI= 0+ 10= 10 мкм;

Smax=ES-ei= 10 + 8 = 18 мкм.

Определяем для выбранных посадок предельные зазоры Smax и Smin, натяги Nmax и Nmin между сопрягаемыми поверхностями (2):

Внутреннего кольца и вала

Nmax=es-EI= 15 + 8 =23 мкм;

Nmin=ei-ES= 2 – 0= 2 мкм;

Наружного кольца и корпуса

Nmax=es-EI= 0 + 10 =10 мкм;

Smax=ES-ei= 10 + 8= 18 мкм.


3. Назначение комбинированных посадок на гладкие цилиндрические соединения

В качестве примера рассмотрим соединение крышки с корпусом с номинальным размером D = 62 мм. В большинстве случаев с целью сокращения номенклатуры режущего инструмента рекомендуется назначать посадки в системе отверстия. Но выбранная посадка может привести к неоправданному ухудшению технологичности детали. Если на рассматриваемое соединение назначить посадку в системе отверстия, то поле допуска отверстия на участке «корпус-крышка» будет H7.

Однако на это же отверстие для участка корпус-подшипник в предыдущем разд. 2 уже назначено поле допуска Js7. Следовательно, в том случае одно и то же отверстие на разных участках будет иметь различные размеры, т.е. оно будет ступенчатым.

Более целесообразно выдержать размер отверстия одинаковым на всей его длине таким, каким он выбран для сопряжения «корпус-подшипник», т.е. Æ62 JS7. Для обеспечения легкой сборки и разборки это сопряжение должно быть с гарантированным зазором.

По(5) подбираем поле допуска крышки так, чтобы на схеме (рис. 3б) оно было расположено ниже поля допуска отверстия, при чем квалитет крышки может быть грубее квалитета отверстия. Этим условиям отвечает поле допуска крышки d9, а посадка в рассматриваемом сопряжении комбинированной. Æ62Js7/f9. Для этой посадки определяем значения зазоров: Smin=0 мм; Smax=0.05 мм; Sср=0.025 мм. Комбинированными называются посадки, в которых поля допусков сопрягаемых деталей выбраны в разных системах. Выбранную комбинированную посадку Æ72 Js7/d9 проставляем на сборочном чертеже узла.


4. Назначение посадок на шпоночное соединение

Для соединения D2=22 мм зубчатого колеса с валом необходимо выбрать тип шпоночного соединения, а также посадки по спрягаемым размерам, изобразить схему расположения полей допусков и рассчитать предельные зазоры и натяги. Шпонки обычно сопрягаются по ширине с валом по неподвижной посадке, а с втулками по одной из подвижных посадок. Натяг необходим для того, чтобы шпонка не перемещалась при эксплуатации, а зазор – для компенсации неизбежных неточностей пазов и их перекоса.

Для заданных условий работы и сборки принимаем призматическую шпонку, исполнение 1, сечением b x h=8 x 7.

По (4, табл. 4.65) для серийного и массового производства принимаем нормальное соединение шпонки с пазами по ширине: вала – N9, втулки – Js9. Поле допуска по ширине самой шпонки для любого соединения установлено h9.

Выбираем предельные отклонения размера по ширине шпонки 8h9 = 8 -0.036 мм. Выбираем предельные отклонения размеров по ширине пазов: вала 8N9=8 -0.036 мм и втулки 8Js9 = ± 0.018.

Рассчитываем предельные зазоры и натяги в сопряжениях:

вал – шпонка 8N9/h9

Smax=0 – (-0.036) =0.036 мм;

Nmax=0 – (-0.036) =0.036 мм;

втулка – шпонка 8Js9/h9

Smax=+0.018 – (-0.036) =0.054 мм;

Nmax=0 – (-0.018) =0.018 мм.

Размеры по высоте паза втулки и глубине паза вала (рис. 5) выбираются в соответствии с (4, табл. 4.66). эти размеры необходимо указывать на рабочих чертежах.

Размеры по высоте паза втулки и глубины паза вала выбираются в соответствии с [4, табл. 4.66] или по [11]. Эти размеры необходимо указывать на рабочих чертежах деталей.

5. Назначение посадок на шлицевые соединения

Шлицевые соединения имеют то же назначение, что и шпоночные, но обычно используются при передаче больших крутящих моментов и более высоких требованиях к соосности соединяемых деталей. Среди шлицевых соединений прямобочные соединения наиболее распространены.

При выборе способа центрирования, характера и точности шлицевого соединения необходимо исходить из назначения узла и условий его эксплуатации.

Рассмотрим соединение подвижного блока зубчатых колес с валом по диаметру D6 = 32 мм.

В процессе работы узла зубчатое колесо не перемещается вдоль оси вала. Твердость втулки не слишком высока и допускает обработку чистовой протяжкой, а вал обрабатывается фрезированием и шлифованием по диаметру D.

Таким образом, в данном случае целесообразно применить способ центрирования по внешнему диаметру.

С учетом изложенного принимаем по (4, табл. 4.73 и 4.75) следующие посадки:

по центрирующему диаметру D H7/f7

по размеру b – D9/f8.

по нецентрирующему D – H12/б11

По D6 = D = 32 мм находим по (4, табл. 4.71) значения остальных параметров шлицевого соединения:

d = 26, b = 6, z = 6.

На сборочном чертеже узла выбранное шлицевое соединение можно обозначить следующим образом:

d –6 x 26H7/f6 x 32 H12/б11 x 6 D9/f8.

Предельные отклонения на размеры шлицевых поверхностей выбираются по (6).

Схема расположения полей допусков элементов шлицевого соединения

Рис. 7. Предельные контуры шлицевых деталей: 1 – номинальный контур соединения, 2 – предельные контуры зуба вала, 3 – контуры паза


6. Расчет предельных калибров

Для одного из сопряжений заданном узле необходимо рассчитать предельные и исполнительные размеры рабочих калибров для контроля отверстия и вала. Исполнительным называется размер калибра, проставляемый на его чертеже.

В качестве примера рассмотрим расчет предельных калибров для контроля деталей сопряжения D2 = Æ 22 H7/k6.

Расчет исполнительных размеров рабочего калибра для контроля отверстия Æ22 H7.

Для расчета размеров калибра необходимо вначале определить значение минимального Dmin и максимального Dmax размеров отверстия. Находим верхнее и нижнее предельные отклонения отверстия: ES = +0.021 мм и EI = 0. Следовательно, Dmax = 22.021 мм и Dmin = 22 мм.

По (7 табл. 2) для диаметра 30 мм и квалитета IT 7 находим: z = 3 мкм, у = 3 мкм, Н = 4 мкм. Схема расположения полей допусков калибров для контроля отверстия Æ 22 H7 показана на рис. 8.

Находим предельные размеры калибра-пробки, мкм:

ПРmax = Dmin + z +Н/2 = 22+0.003+0.002=22.005

ПРmin = Dmin + z – Н/2 = 22+0.003–0.002=22.001

ПРизн = Dmin – у = 22–0.003=21.997

НЕmах = Dmax + Н/2 = 22.021+0.002=22.023

НЕmin = Dmах – Н/2 = 22.021–0.002=22.019

В качестве исполнительных размеров для контроля отверстий принимаются наибольшие предельные размеры соответствующих сторон с допусками, направленными «в тело» калибра.

Для рассматриваемого примера исполнительные примеры рабочих калибров-пробок будут равны: ПР = 22.005-0,004, НЕ = 22.023-0,004.

Расчет исполнительных размеров рабочего калибра для контроля вала Æ22 k6.

По (6) находим предельные отклонения вала: es = +0.015 мм и ei = +0.002 мм. Следовательно, dmax=22.015 мм и dmin = 22.002 мм. Для диаметра 22 мм и квалитета IT 6 находим: z1 =3 мкм, у1 = 3 мкм, Н1 =4 мкм.

В соответствии (7) определяем предельные размеры калибра-скобы, мм:

ПРmax = dmax – z1 +Н/2 = 30.015 – 0.003 + 0.002 = 22.014

ПРmin = dmax – z1 – Н/2 = 30.015 – 0.003 – 0.002 = 22.010

ПРизн = dmax + у1 = 30.015 + 0.003 = 22.018

НЕmах = dmin + Н/2 = 30.002 + 0.002 = 22.004

НЕmin = dmin – Н/2 = 30.002 – 0.002 = 22

В качестве исполнительных размеров калибров для контроля валов принимаются наименьшие предельные размеры соответствующих сторон с допуском (равным Н1), направленным «в тело» калибра. Исполнительные размеры рабочего калибра скобы будут равны: ПР = 22.010+0,004 и НЕ = 22+0,004


7. Назначение посадок на резьбовые соединения

Класс точности для резьбовых соединений рекомендуется для ответственных статически нагруженных резьбовых соединений или для обеспечения повышенной соосности резьбы. Средний класс является основным для резьб общего применения.

В рассматриваемом узле рассмотрим звездочку D1 = 20 мм. К этой резьбе не предъявляются высокие требования в отношении соосности или нагруженности, потому ее можно отнести к резьбам среднего класса точности. По (4, табл. 4.28) выбираем поля допусков по среднему классу точности для наружной резьбы (болта) и внутренней резьбы (гайки) соответственно 6g и 6Н.

С учетом условий работы рассматриваемого узла можно применить резьбу метрическую с мелким шагом Р = 1 мм. Таким образом, принимаем резьбовое соединение:

М20х1–6Н/6g.

Обозначение внутренней резьбы (гайки) – М20х1–6Н.

Обозначение наружной резьбы (болта) – М20х1–6g.

Номинальный диаметр резьбы является одновременно номинальным размером наружного диаметра D гайки и наружного диаметра d болта, т.е. D=d=20 мм. По (4, табл. 4.24) находим значения среднего диаметра гайки и болта D2=d2=19.350 мм и внутреннего диаметра D1=d1=18.917 мм.

По (4, табл. 4.29) находим предельные отклонения диаметров, для внутренней резьбы:

нижнее отклонение для D, D1, D2                             EI=0

верхнее отклонение для D                                ES – не нормируется

верхнее отклонение для D2                              ES =+0.160 мм

верхнее отклонение для D1                              ES =+0.236 мм

для наружной резьбы:

верхнее отклонение для d, d1, d2                     es = -0.026 мм

нижнее отклонение для d                                  ei = -0.206 мм

нижнее отклонение для d2                                ei = -0.144 мм

нижнее отклонение для d1                                ei – не нормируется

Схемы расположения полей допусков деталей резьбового сопряжения М8х1–6Н/6g по наружному, среднему и внутреннему диаметрам

Определяем предельные размеры диаметров:

Dmax – не нормируется

Dmin = D+EI =20+0=20 мм
D2max=D2+ES =19.350+0.160= 19,510 мм
D2min=D2+EI=19.350+0=19.350 мм
D1max=D1+ES=18.917+0.236=19.153 мм
D1min=D1+EI=18.917+0=18.917 мм
dmax=d+es=20+(-0.026)=19.974 мм
dmin=d+ei=20+(-0.206)=18.794 мм
d2max=d2+es=19.350+(-0.026)=19.324 мм
d2min=d2+ei=19.350+(-0.144)=19.206 мм
d1max=d1+es=18.917+(-0.026)=18.891 мм
d1min – не нормируется.

Предельные размеры контуров резьбовых деталей сопряжения М8х1–6Н/6g: внутренней резьбы (гайки); 2-наружной резьбы (болта)

Контролируемые показатели точности зубчатого венца (m=3, z=35, 8-В ГОСТ 1643–81)

Нормы точности Показатели точности Обозначение допуска Значение допуска, мкм
Кинематической Допуск на радиальное биение зубчатого венца

Fr

45
Допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса

Fp

90
Допуск на кинематическую погрешность зубчатого колеса

Fi¢

104
Плавности работы Допуск на местную кинематическую погрешность

fi¢

36
Предельные отклонения шага по зубчатому колесу

±fpt

±20
Допуск на погрешность профиля

ff

14
Контакта зубьев Суммарное пятно контакта: по высоте зуба не менее - 40%
по длине зуба не менее - 50%
Допуск на непараллельность осей

fx

25
Допуск на перекос осей

fy

12
Допуск на направление зуба

Fb

25
Бокового зазора Наименьшее дополнительное смещение исходного контура

EHS

160
Допуск на смещение исходного контура

TH

140
Наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде

Eсs

120
Допуск на толщину зуба по постоянной хорде

Te

100

Страницы: 1, 2


Copyright © 2012 г.
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна.