Вибір та розрахунок посадок типових з’єднань
З дисципліни «Взаємозамінність»
«Вибір та розрахунок посадок типових з'єднань»
1. Розрахунок гладкого циліндричного з'єднання 2-шестерня - вал
Так як у з'єднанні є шпонка, то рекомендується вибрати перехідну посадку. Точність виготовлення отвору посадки в шестерні практично не має значення, і поле допуску його може бути обрано, згідно рекомендації [3], наприклад H7. поле допуску посадкової поверхні валу – m6.
За номінальним розміром та полями допусків, користуючись даними [3, таблиці А.2 та А.3], знаходимо значення граничних відхилень посадкового отвору втулки Ø50H7 та посадкової поверхні валу Ø50m6:
Розраховуємо значення граничних розмірів деталей з'єднання Ø50H7/m6:
Знаходимо допуски розмірів отвору Ø50H7 та валу Ø50m6:
Посадка H7/m6 є перехідною посадкою, тому розраховуємо значення максимального натягу та максимального зазору:
Визначаємо допуск посадки:
Рисунок 1 – Схема розташування полів допусків
Для нормальної роботи з'єднання потрібно дотримання форми деталей, що сполучаються. Так як циліндричні поверхні, то знаходимо величину відхилення від циліндричності. Приймаємо для цієї сполуки відносну геометричну точність форми нормальну. По [3, таблиця А.5] для 7-го квалітету ступінь точності форми буде 6, для 6-го квалітету ступінь точності форми встановлено 5. Тоді [3, таблиця А.6] допуск циліндричності для отвору буде 8 мкм, а для валу – 5 мкм.
Для нормальної відносної геометричної точності значення параметра шорсткості Ra, що допускаються, в залежності від допуску розміру T(D, d) і форми встановлюються з умови:
Для отвору Ø50H7 граничне значення параметра:
Для валу Ø50m6 граничне значення параметра
Малюнок 1.1 – з'єднання шестерні – вал
2. Розрахунок калібрів для контролю гладких циліндричних з'єднань
Визначаємо характеристики робочого прохідного та робочого непрохідного для отвору.
Калібр пробка Ø80H9 (Z=13, H=5):
Рисунок 2 – Схема розташування полів допусків
Вибираємо нормальну геометричну точність. Для третього квалітету ступінь точності форми буде 2. Допуск циліндричності для калібру пробки становить 1,6 мкм [3, таблиця А.6].
Малюнок 2.1 – Калібр пробка
Визначаємо характеристики робочого прохідного та робочого непрохідного для валу.
Калібр скоба Ø80m7 (Z1 = 4, H1 = 5, Y1 = 3, Hp = 3):
Вибираємо нормальну геометричну точність.
Будуємо схему розташування полів допусків калібру скоби (рис. 2.2).
Рисунок 2.2 – Схема розташування полів допусків
Малюнок 2.3 – калібр скоба
3. Розрахунок підшипникового з'єднання 7 – підшипник – корпус та 8 – підшипник – вал
Визначимо розміри кулькового підшипника 7307: d=35 мм, D=80 мм, B=85 мм.
З умов роботи вузла можна дійти невтішного висновку у тому, що характер навантаження зовнішнього кільця місцевий а внутрішнього – коливальний. У загальному машинобудуванні використовуються підшипники 0-го та 6-го класів точності. Виберемо підшипник 0-го класу точності. За [3, таблиці A.9, A.10] вибираємо граничні відхилення зовнішнього кільця Ø80 мм для l0 (0; - 0,013) та внутрішнього кільця Ø35 мм для L0 (0; - 0,012).
При місцевому характері навантаження посадка зовнішнього кільця підшипника з корпусоммає бути із зазором, вибираємо по [3, таблиця А.11] поле допуску корпусу G7 (+0,040;+0,010), а при циркуляційному характері навантаження з'єднання внутрішнього кільця підшипника з валом має бути з натягом, тому по [3, таблиця А.12] вибираємо поле допуску валу n6 (+0,033; +0,017).
Визначаємо граничні розміри кілець підшипника та граничні розміри та допуски посадкових поверхонь валу та корпусу:
– зовнішнє кільце підшипника Ø80l0 (0; – 0,013):
– внутрішнє кільце підшипника Ø35L0 (0; – 0,012):
- отвір Ø80G7 (+0,04; +0,01):
- Вал Ø35n6 (+0,033; +0,017):
Визначаємо граничні зазори та натяги з'єднань:
– внутрішнє кільце підшипника – вал (L0/ n6) – посадка в системі отвору з натягом:
– зовнішнє кільце підшипника – корпус (G7/l0) – посадка в системі валу із зазором:
Будуємо схеми розташування полів допусків підшипникового з'єднання, вказуючи зазори та натяги (рис. 3).
Рисунок 3 – Схеми розташування полів допусків підшипникового з'єднання
По [3, таблиця А.14] визначаємо шорсткість посадкових поверхонь:
Відхилення від циліндричності деталей під підшипники кочення за підвищеної відносної геометричної точності дорівнює 0,2 від допуску на розмір:
- Допуск циліндричності валу:
- Допуск циліндричності отвору:
Остаточно приймаємо по [3, таблиця А.8]: для валу допуск циліндричності 3,2 мкм, для отвору – 6 мкм.
Рисунок 3.1 – Підшипникове з'єднання
4. Розрахунок посадок шпонкового з'єднання 9 – шестерня – шпонка – вал
По діаметру валу [3, таблиця А.15] визначаємо розміри шпонки: при d = 50 мм: при b = 14 мм - ширина шпонки, h = 9 мм - висоташпонки, t1 = 5,5 мм, t2 = 3,8 мм.
По [3, таблиця А.16] для призматичних шпонок при вільному з'єднанні поля допусків за розміром b приймаються такі: для шпонки – 14h9 (0; -0,043), для паза валу – 14H9 (+0,043; 0), для паза втулки – 14D10 (+0,120; +0,05).
Висота шпонки має поле допуску h11. глибини канавок (пазів), що сполучаються з нею, мають поле допуску H12.
3 Визначаємо граничні розміри та допуск розміру ширини шпонки 14h9 (0; -0,043):
Визначаємо граничні розміри та допуск розміру ширини паза втулки 14D10 (+0,120; +0,05):
Визначаємо граничні розміри та допуск розміру ширини паза валу 14H9 (+0,043; 0):
Визначаємо натяги та зазори між пазом втулки та шпонкою 14D10 (+0,120; +0,05)/ h9 (0; -0,043):
Визначаємо натяги та зазори між пазом валу та шпонкою 14H9 (+0,043; 0)/ h9 (0; -0,043):