Допуски и посадки шлицевого соединения

метки: Допуск, Соединение, Шлицевый, Посадка, Внутренний, Кольцо, Сопряжение, Определение

align:justify»> 2.4 Определяем наименьший натяг

Nmin=; (2.2)

где R – радиальная нагрузка на подшипник, Н

В – рабочая ширина посадочного места, мм;

• r – радиус или ширина фаски, мм;
• К – коэффициент, для подшипников тяжелой серии К=2 (справочное пособие [7]);

Nmin==0,00662 мм

2.5 По справочным таблицам (для учебных целей) выбираем посадку для сопряжения «внутреннее кольцо-вал» — m6n,

у которой Nmax.ст.=37 мкм, Nmin.ст.=9 мкм.

2.6 Проверяем внутреннее кольцо подшипника на прочность по формуле

σрасч.=, (2.3)

где — напряжение, возникающее в кольце подшипника, МПа;

• Nmax.ст – максимальный натяг в сопряжении «внутреннее кольцо – вал», мм;
• d – номинальный диаметр вала.

Подставляем числовые значения в формулу (2.3)

σрасч.==64,9 МПа

Сравниваем полученное напряжение с допускаемым напряжением для подшипниковой стали:

, (2.4)

где -допускаемое напряжение при растяжении (для подшипниковой стали МПа);

64,9 < 400 МПа

Расчётное значение меньше допускаемого, следовательно, посадка выбрана правильно.

2.7 Определяем интенсивность нагрузки, действующей на посадочную поверхность.

, (2.5)

где РR – интенсивность нагрузки на посадочную поверхность;

• R – радиальная реакция опоры на подшипник, Н;
• kn – динамический коэффициент посадки;
• F – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе;
• Fa – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами шариков или роликов;
•  – рабочая ширина посадочного места, мм;

мм, (2.6)

По справочному пособию [2] определяем значения коэффициентов: kn=1; F=1; Fa=1.

Подставляя расчётные данные в формулу (2.5) получаем:

кН/м,

2.8 Выбираем посадку для сопряжения «наружное кольцо-отверстие» в корпусе по табл. 4.82 [2].

При вращающемся вале, местном нагружении и нормальном режиме работы для наружного кольца Н7n является вполне соответствующей.

2.9 Определяем предельные размеры посадочных поверхностей и характер соединений (табл. 4.70 [2]).

Зависимый преобразователь переменного напряжения в постоянное

... по напряжению. Определяем допустимое напряжение вентиля: Где, число последовательно включённых вентилей, принимаем коэффициент распределения напряжения по последовательно включённым вентилям, при определяем коэффициент, зависящий ... 6. 2. Разработка силовой части преобразователя 1 Выбор схемы и работа преобразователя К трехфазным схемам преобразователей относятся: трехфазная схема с нулевой ...

2.9.1 Определение параметров для внутреннего кольца подшипника.

По справочному пособию [2] определяем предельные отклонения размеров внутреннего кольца подшипника:

• Dн=50 мм;
• ES=0 мкм;
• EI=-15 мкм

Dmax=DH+ES=50,0+0=50,0 мм, (2.7)

где Dmax – максимальный диаметр внутреннего кольца подшипника;

• Dн – номинальный диаметр внутреннего кольца подшипника;
• Dmin = DH+EI=50,0+(-0,015)=49,985 мм, (2.8)

где Dmin – минимальный диаметр внутреннего кольца подшипника.

2.9.2 Определение параметров для вала.

По справочному пособию [3] определяем предельные отклонения размеров вала:

• dн=50 мм, es=+25мкм, ei=+9мкм;
• dmax= dH+es=50,0+0,025=50,025 мм, (2.9)

где dmax – максимальный диаметр вала;

• dmin= dH+ei=50,0+0,009=50,009 мм, (2.10)

где dmin – минимальный диаметр вала.

2.9.3 Определение параметров для отверстия в корпусе.

По справочному пособию [3] определяем предельные отклонения размеров отверстия в корпусе:

• Dн=130 мм;
• ES=+40 мкм;
• EI=0 мкм

Dmax=DH+ES=130+0,040=130,040 мм, (2.11)

где Dmax – максимальный диаметр отверстия в корпусе;

• DН – номинальный диаметр отверстия в корпусе;
• Dmin = DH+EI=130+0=130 мм, (2.12)

где Dmin – минимальный диаметр отверстия в корпусе.

2.9.4 Определяем параметры для наружного кольца подшипника.

По справочному пособию (табл. 4.72 [2])определяем предельные отклонения размеров внешнего кольца подшипника: es=0; ei=-18мкм;

dmax=dн+es=130+0=130 мм, (2.13)

где dmax – максимальный диаметр внешнего кольца подшипника;

• dн – номинальный диаметр внешнего кольца подшипника;

dmin=dн+ei=130+(-0,018)=129, 982 мм, (2.14)

где dmin – минимальный диаметр внешнего кольца подшипника.

2.9.5 Определение параметров для сопряжения «внутреннее кольцо – вал».

Nmax=dmax-Dmin=50,025-49,985= 0,040 мм, (2.15)

где Nmax – максимальный натяг в сопряжении «внутреннее кольцо – вал»;

• Nmin=dmin-Dmax=50,009-50=0,009 мм, (2.16)

где Nmin – минимальный натяг в сопряжении «внутреннее кольцо – вал»;

2.9.6 Определение параметров для сопряжения «наружное кольцо – корпус».

Smin= Dmin — dmax=130-130=0 мм, (2.17)

где Smin – минимальный зазор в сопряжении «внешнее кольцо – корпус»;

• Smax= Dmax- dmin=130,040-129,982=0,058 мм , (2.18) где Smax – максимальный зазор в сопряжении «внешнее кольцо – корпус»;

• Эскиз подшипникового сопряжения, схемы полей допусков – см. на чертеже.

3 Допуски и посадки шпоночного соединения

Допуски и посадки установлены для призматических, сегментных и клиновых соединений. Наибольшее применение находят соединения с призматическими и сегментными шпонками.

Шпонки обычно сопрягаются по ширине с валом по неподвижной посадке, а со втулками – по одной из подвижных посадок. Натяг необходимо для того, чтобы компенсировать неточность пазов и их взаимное смещение.

Для получения различных посадок в соединениях с сегментной и призматической шпонками стандартами СЭВ 647-77 и СЭВ 189-75, соответственно, установлены отклонения на параметры шпоночного соединения [2].

Расчет производим для шпоночного соединения с наружным диаметром вала D3=50мм и сегментной шпонкой.

3.1 Выбор размера шпонки и шпоночных пазов.

Согласно рекомендаций справочного пособия [2] выбираем размер шпонки и шпоночных пазов:

• А) номинальный размер шпонки b×h×d=10×13 ×22мм;
• Б) глубина паза вала t1=10,0 мм;
• В) глубина паза втулки t2=3,3 мм.

3.2 По условию работы и назначению по справочнику [2] выбираем посадки:

• а) для соединения шпонки с пазом вала — ;
• б) для соединения с пазом втулки — .

3.3 По СТ СЭВ 145-75 [6] находим допуски и отклонения:

а) для шпонки – b=10 h9

T=36 мкм, es=0 мкм, ei=-36 мкм.

б) для паза ступицы – b=10 Js9;

• T=42 мкм, ES=+21 мкм, EJ=-21 мкм.

в) для паза вала — b=10 N9;

• T=43 мкм;
• ES=0 мкм;
• EJ=-43 мкм.

3.4 Определяем зазоры и натяги:

а) в сопряжении шпонка – паз вала –

мкм;

• мкм;

б) в сопряжении шпонка – паз втулки:

• мкм;
• мкм.

Результаты решения представлены в таблице 1 (см. ниже)

Таблица 1 – Результаты решения

Наименование детали сопряжения	Номинальный размер, мм	Предельные отклонения, мкм		Предельные размеры, мм		Допуск, мм	Зазор, мкм		Натяг, мкм
		Верхнее	Нижнее	max	min		max	min
Шпонка а) по ширине	10	0	-36	10	9,964	0,036	—	—	—
б) по высоте	13	0	-43	13	12,957	0,043	—	—	—
Паз вала а) по ширине	10	0	-43	10	9,957	0,043	—	—	—
б) по глубине	10	0	-200	10	9,800	0,200	—	—	—
Паз втулки а) по ширине	10	21	-21	10,021	9,979	0,042	—	—	—
б) по глубине	3,3	200	0	3,500	3,3	0,200	—	—	—
Сопряжения а) паз вала -шпонка	10						36	-43	—
б) паз втулки — шпонка	10						57	-21	—

Эскиз шпоночного соединения, схемы полей допусков – см. на чертеже.

4 Размерная цепь

Расчет размерных цепей позволяет определить оптимальные допуски размеров, под которыми понимают наибольшие по величине допуски, обеспечивающие заданную точность изделия, наивысшую надежность и наименьшую стоимость изготовления изделия.

Размерной цепью называется совокупность размеров, непосредственно участвующих в решении поставленной задачи и образующих заданный контур.

Каждая размерная цепь состоит из одного замыкающего и нескольких составляющих звеньев. Замыкающим звеном (А) называется звено размерной цепи, являющееся исходным при постановке задачи или получающееся последним в результате её решения.

Составляющие звенья (А1, А2, A3. . . .Ai) — звенья размерной цепи, функционально связанные с замыкающим звеном. Они могут быть увеличивающими или уменьшающими. Увеличивающее звено – составляющее звено размерной цепи, с увеличением которого замыкающее звено увеличивается; уменьшающее звено – составляющее звено размерной цепи, с увеличением которого замыкающее звено уменьшается.

Расчет размерной цепи может производится с учетом законов рассеивания размеров (теоретико-вероятностный расчет) или без учета рассеивания размеров (расчета на максимум-минимум).

4.1 Методика расчета размерных цепей способом максимум-минимум

Чтобы обеспечить полную взаимозаменяемость, размерные цепи рассчитывают методом максимума — минимума, при котором допуск замыкающего размера ТАΔ определяют арифметическим сложением допусков составляющих размеры ТА:

• TAΔ=ΣTAd; (4.1)

или

ТАΔ = АΔ мах — АΔmin; (4.2)

или

ТАΔ = ESΔ — EIΔ; (4.3)

1) Строим размерную цепь и выявляем, что увеличивающими будут звенья А4-А9, а уменьшающими – А1-А3 и А10-А12 (см. ГЧ проекта).