∆N_R=5×(0,8+1,6)=12 мкм

Теперь  определим поправку ∆N_T, учитывающую различие температур при сборке и эксплуатации соединений, считая, что температуры обоих деталей равны. Получаем, что ∆ N_t=0.

Находим коэффициент γ_уд., учитывающий увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали по таблице: γ_уд.≈0,9.

Определим минимальный расчетный натяг  с учетом поправок по формуле:  

    N^p_min=N_min+∆N_R+∆N_T

    N^p_min=36+12+0= 48 мкм

Определим максимальный расчетный натяг с  учетом поправок по формуле:  

    N^p_max=N_max×γ_уд.+ ∆N_R+∆N_T

    N^p_max=54×0,9+12+0= 61 мкм

Определяем  средний квалитет, в котором следует  назначать допуски сопрягаемых деталей и посадки:

    i=1,56

    а_ср.=(N^p_max - N^p_min)/2×i

    а_ср.=(61-48)/2×1,56= 4 мкм

Выбираем 9 квалитет, ближайший к повышению степени точности.

Выбираем  стандартную посадку в системе  отверстия и строим схему расположения полей допусков. 

N_max =43+16=59 

N_min=43-25=18

                                                       Рисунок 2-Расположение полей допусков 

      Определяем  максимальное усилие, необходимое  при  продольной  сборке  деталей:

T= π*D*l*fn *P max/γ уд

T=3,14*48*10^-3*40*10^-3*1,2*0,08*44,3*10⁶ /0,9= 28490   м² Па

f_n.=(1,2…1,3)* f_осев. =1,2*0,08=0,096

    
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Цель  работы: рассчитать посадки колец подшипников с валом и корпусом; назначить на сопрягаемые детали отклонения формы посадочных поверхностей и шероховатости. 

Подшипники  качения работают при самых разнообразных  нагрузках, они обеспечивают точность и равномерность перемещения  подвижных частей машин и приборов. Работоспособность подшипников  качения зависит от точности их изготовления и характера соединения сопрягаемых деталей. Все подшипники делятся на пять классов точности: 0,6,5,4,2 в порядке повышения точности. В классах высокой точности требования к точности деталей подшипника резко возрастает. Дорогостоящие подшипники высокой точности применяются только в особых случаях, например в прецизионных приборах. В обычном машиностроении применяются 0 и 6 класс точности.

В связи  с отсутствием осевой составляющей нагрузки выбирается однорядный радиальный подшипник. Выбираем подшипник с  диаметром внутреннего кольца d=60 мм № 212 (диаметр наружного кольца D=110 мм, ширина колец B=22 мм, радиус фаски r=2.5 мм).

Режим работы №1, серия – легкий. Назначим предельные отклонения для нулевого класса точности.

    d=60_-0,015                                                                 

    D=110_-0,013

    B=22_-0,15

Определим вид нагружения колец подшипника в зависимости от того, вращается  или не вращается данное кольцо относительно действующей на него радиальной нагрузки. В данном случае радиальная нагрузка постоянна по направлению, а вращается внутреннее кольцо. Следовательно, внутреннее кольцо испытывает циркулярное нагружение.

Для выбора посадки внутреннего циркуляционно нагруженного кольца радиальная нагрузка рассчитывается по формуле:

P_R=(R/b)×k₁×k₂×k₃, где R-радиальная нагрузка, b-рабочая ширина посадочной поверхности.

    R=15 кН

    b=B-2×r

    b=22-2,5×2=17 мм

Динамический  коэффициент посадки k₁=1, коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе k₂=1, коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки k₃=1.

    P_R=15×10³/17×10^-3×1×1×1=882кН/м

На поверхности  вала и корпуса в зависимости от интенсивности нагрузки на посадочные поверхности вала, пользуясь таблицей 3,4 задания, подбираем посадку на диаметр вала (k6) и на отверстие под наружное кольцо подшипника(М6).

Таким образом, имеем посадочные диаметры вала Ø60 k6, отверстия Ø110М6.

Схематичное расположение полей допусков колец подшипника и сопрягаемых с ними поверхностей вала и отверстия приведено на рис. 3.

    hb – поле допуска диаметра наружного диаметра отверстия.

    KB – поле допуска диаметра отверстия внутреннего кольца отверстия.

      

Рисунок 3-Расположение полей допусков

3 НОРМИРОВАНИЕ ДОПУСКОВ И НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

Цель  работы: назначить поля допусков для деталей, входящих в шпоночные соединения в зависимости от условий эксплуатации и требований к точности центрирования. 

Шпоночные соединения служат для передачи вращающихся  элементов между валами и насаженными  на них зубчатыми колесами, полумуфтами  и другими деталями. Независимо от характера соединения шпонки должны обеспечивать хорошее центрирование и исключить относительное проворачивание соединенных деталей, поэтому боковые зазоры у шпонок не желательны. Получить шпоночные сечения с идеальным центрированием без боковых зазоров практически не возможно, и не всегда требуется по условиям эксплуатации. Различают соединения призматическими, клиновыми и сегментными шпонками.

Крутящий момент передается с вала 3 к шестерни 6.

Номинальные размеры шпоночных соединений выбираем из таблицы в зависимости от диаметра вала и получаем: диаметр вала (d)=46 мм, ширина шпонки (b)=14 мм, высота шпонки (h)= 9 мм, глубина паза на валу (t₁)=5,5 мм, глубина паза во втулке (t₂)=3,8мм, длина шпонки (l)=40 мм

Из условий  работы и сборки соединения выбираем вид соединения по ширине шпонки b. Условие работы –  нормальное.

Назначаем поля допусков на диаметры вала и втулки, соединяемых шпонкой.Обычно для  соединения выбирается одна из переходных посадок,которая обеспечивает хорошую  точность центрирования.В данном случае с целью обеспечения легкой сборки-разборки соединения выбираем посадку                                                                                                                                                                                  

                                                      H7

                                             Æ46   h6                                                                                                                   

 

Назначаем допуски на размеры шпонки согласно таблице:

на ширину b=14-h9;

на высоту h=9-h11;

на длину  l=40-h14.

Изобразим схему полей допусков на ширину шпоночных  пазов.

Рисунок 4-Расположение полей допусков на ширину шпонки 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4  РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ 

Цель  работы: установить допуски и предельные отклонения на составляющие звенья размерной цепи.

 

Размерная цепь - совокупность размеров, образующих замкнутый контур и непосредственно  участвующий в поставленной задаче. Задачей расчета является определение  допусков и предельных отклонений на составные звенья размерной цепи. Звено размерной цепи - это один из размеров, образующих размерную цепь. Имеются следующие виды звеньев: замыкающее (звено, которое получается последним в процессе изготовления и сборки), увязывающее (звено, наиболее простое в изготовлении, за счет него производится увязка размерной цепи), увеличивающее (при его увеличении замыкающее звено уменьшается).

                                                    

                       Рисунок 5 -Схема размерной цепи 

В данном задании цепь является конструктивной сборочной линейкой. Она состоит из основных звеньев A₁, A₂, A₃, A₄ и замыкающего звена A_∆.

Звенья A₂ – увеличивающие, A₁,А₄-уменьшающие, А ₃-увязывающее.

Номинальные размеры  составляющих звеньев указаны в  таблице 1 

    Таблица 1.Размеры звеньев размерных цепей

 

Решаем  прямую задачу, то есть, назначаем допуски и предельные отклонения на составляющие звенья размерной цепи.

Средняя точность составляющих звеньев определяется по числу единиц допуска.

    a=TA_∆/∑ik, где TA_∆ - допуск замыкающего звена

      ik – единица допуска k-го звена.

Рассчитаем  допуск замыкающего звена TA_∆:

    TA_∆=A_∆max-A_∆min

    TA_∆=3-2=1,2мм=1000мкм

Средняя точность:

      a=1000/(0,73+1,86+2*2,51)=131,4мм

Выбираем  квалитет в сторону увеличения точности –11.

Допуски и посадки не указывают на одно из составляющих звеньев, называемых увязываемым. В качестве увязывающего звена возьмем  A₃ .

Определим номинальный размер замыкающего  звена A_∆:

    A_∆=∑A_{i ув.}- ∑A_{i ум.} =100-(4+4+90)=2 мм

Рассчитываем предельные отклонения и допуск замыкающего звена:

Верхнее отклонение: ESA_∆= A_⌂max-A_∆=3-2=1 мм           

Нижнее  отклонение: EIA_∆= A_⌂min-A_∆=0 мм

Определим допуск и предельное отклонение увязывающего звена:

    ТА3увяз.= ТА∆-∑ТАi ув -∑ТАi ум.

    ТА7увяз.=1-0,22-(0,075+0,075+0,22)=-0,41мм

Верхнее отклонение:ESA_{3 увяз.} =∑EIAi ув.-(∑ESAi ум.-ESA∆)

                                      ES A_{3 увяз.} =0 мм

Нижнее  отклонение: EIA_{3 увяз.} = ∑ESAi ув.-∑EIAi ум.-ESA∆

    EIA_{3 увяз.}= 0.22+(0,075+0,075+0,22)-1 =-0,41 мм

    Проверка : 0-(-0,41)=0,41=ТА3увяз.= ES A_{3 увяз.}     –EIA_{3 увяз.}        

Проведем  расчет вероятностным методом.

Средняя точность при этом способе  равна 

a=TA_∆/∑√(ik²)

a=1000/√0,78²*2+2,51²*2=270,5

Выбираем 13 квалитет.

Допуск увязывающего звена: TA_{3 увяз.}= √(TA_∆²-∑TA_{i ув.}²-∑TA_{i ум.}²)