Составим карту сортировщика, указав в ней предельные размеры валов и отверстий в каждой размерной группе

5. Составим карту сортировщика, указав в ней предельные размеры валов и отверстий в каждой размерной группе.

Таблица 4 – Карта сортировщика для сортировки на три размерных группы деталей соединения Ø120 H9- p9

Номер размерной группы		Размеры деталей, мм
		отверстие	вал
1	свыше	120,000	120,037
	до	120,029	120,066
2	свыше	120,029	120,066
	до	120,058	120,095
3	свыше	120,058	120,095
	до	120,087	120,124

6. В этой задаче предельные групповые натяги равны:

,

 

ЗАДАНИЕ 3   Расчет и выбор полей допусков для деталей, сопрягаемых с подшипниками качения

Цель задания:

1.  Научиться обоснованно, назначать поля допусков для размеров, сопрягаемых с подшипниками качения.

2.  Научиться обозначать на чертежах посадки колец подшипников качения с деталями.

Исходными данными служат:

1.  Номер подшипника качения. - 205

2.  Величина его радиальной нагрузки. – 2500 Н

3.  Чертеж узла, в котором используется подшипник качения: номер чертежа узла 1.

В задании требуется:

1.  Определить конструктивные размеры заданного подшипника качения.

2.  Установить характер нагрузки подшипника.

3.  Определить вид нагружения каждого кольца подшипника.

4.  Рассчитать и выбрать посадки подшипника на вал и в корпус.

5.  Для сопряжений «подшипник-корпус» и «подшипник-вал» построить схемы полей допусков, с указанием номинальных размеров, предельных отклонений, зазоров или натягов.

6.  Вычертить эскизы подшипникового узла и деталей, сопрягаемых с подшипником, указав на них посадки соединений и размеры деталей.

Решение:

1.  По приложению Ж методических указаний определим конструктивные размеры заданного подшипника №205 (D, d, B и r) в соответствии с ГОСТ 8338 – 75.

Нормальные габаритные размеры подшипников (ГОСТ 8338 – 75)

Условные обозначения подшипников	Габаритные размеры, мм			Радиус закругления фаски, r мм
	внутренний диаметр, d	наружный диаметр, D	ширина, B
Легкая серия
205	25	52	15	1,5

2. По чертежу рис. 1 узла с учетом условий его работы нужно установим характер нагрузки подшипника:

- перегрузка до 150%, умеренные толчки и вибрации (статическая).

Рис. 1 - Первая типовая схема

3. Вид нагружения показывает, какая часть беговой дорожки каждого кольца воспринимает радиальную нагрузку. В данной схеме внутренние кольца подшипников вращаются вместе с валом, наружные кольца, установленные в корпусе, неподвижны. Радиальная нагрузка Р постоянна по величине и не меняет своего положения относительно корпуса.

В этом случае внутреннее кольцо воспринимает радиальную нагрузку Р последовательно всей окружностью дорожки качения, такой вид нагружения кольца называется циркуляционным. Наружное кольцо подшипника воспринимает радиальную нагрузку лишь ограниченным участком окружности дорожки качения, такой характер нагружения кольца называется местным.

Дорожки качения внутренних колец подшипников изнашиваются равномерно, а наружных – только на ограниченном участке.

При назначении посадок подшипников качения существует правило: кольца, имеющие местное нагружение, устанавливаются с возможностью их проворота с целью более равномерного износа дорожек качения; при циркуляционном нагружении, напротив, кольца сажают по более плотным посадкам.

4. Посадку подшипников качения на вал и в корпус выбирают, прежде всего, в зависимости от вида нагружения колец. При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки а валы и в корпусы выбирают по величине интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности. Интенсивность радиальной нагрузки определяют по формуле (79) [1], учитывая при выборе коэффициентов характер нагрузки, конструкцию вала и корпуса под подшипник, вид подшипника качения. При этом необходимо понимать, что нагрузка подшипника и вид нагружения его колец – разные вещи.

Определив для циркуляционно нагруженного кольца величину интенсивности радиальной нагрузки, по таблице 16 [1] выбирают поле допуска соответственно для вала или корпуса, сопрягаемого с этим кольцом. Посадку под кольцо, имеющее местный вид нагружения, выбирают из таблицы 17 [1].

Радиальная нагрузка Fr = 2500 H, перегрузка до 150%, умеренные толчки и вибрации (статическая), осевая нагрузка отсутствует.

Вид нагружения колец: внутреннего – циркуляционный, наружного – местный.

Из маркировки подшипника следует, что задан радиальный однорядный шариковый подшипник легкой серии, класс точности 6.

Основные размеры подшипника:

посадочный размер наружного кольца D = 52 мм;

посадочный размер внутреннего кольца d = 25 мм;

ширина колец В = 15 мм;

радиус фаски r = 1,5 мм.

Таблица 5 – Предельные отклонения диаметра отверстия внутренних колец d радиальных подшипников по СТ СЭВ 774-77

Таблица 6 – Предельные отклонения диаметра отверстия наружных колец D радиальных подшипников по СТ СЭВ 774-77

В таблицах 5 и 6 находим предельные отклонения посадочных размеров колец.

Внутреннее кольцо d = 25 мм; имеет отклонения:

ES = 0,

EI = - 8 мкм = - 0,008 мм. (L6)

Наружное кольцо D = 52 мм;

es = 0,

ei = - 11 мкм = - 0,011 мм. (l6)

Наружное кольцо испытывает местный вид нагружения.

Для отверстия в корпусе, соединенного с этим кольцом, по таблице 7 выбираем поле допуска Н7. Допуск 30 мкм. Отклонения отверстия ∅52 Н7 составляют:

ES = +30 мкм = +0,030 мм,

EI = 0.

Для внутреннего кольца, испытывающего циркуляционный вид нагружения, определяем интенсивность нагрузки

где F_r = 2500 H = 2,5 кH – радиальная нагрузка;

В = 15 мм = 0,015 м – ширина кольца;

r = 1,5 мм = 0,0015 м – радиус фаски;

К1 – динамический коэффициент посадки (при перегрузке до 150%

К1 = 1; при перегрузке > 150% К1 = 1,8);

К2 – коэффициент, учитывающий ослабление натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале К2 = 1);

К3 – коэффициент неравномерности распределения радиальной на-

грузки между телами качения в двухрядных или сдвоенных

подшипниках (в примере К = 1).

P_R = 2,5 /(0,015 – 2*0,0015) *1*1*1 = 208,333 Кн/м

Таблица 7 – Рекомендуемые поля допусков валов и отверстий корпусов под подшипниками качения с местным нагружением колец

Согласно таблице 8, заданным условиям для вала соответствует поле допуска js6. Допуск 13 мкм. Из таблицы Приложения находим предельные отклонения вала ∅25 js6:

es = +6,5 мкм = +0,0065 мм,

ei = - 6,5 мкм = - 0,0065 мм.

Таблица 8 – Допустимые интенсивности нагрузок на посадочных поверхностях валов и корпусов.

Внутреннее кольцо подшипника имеет размер ∅25 мм.

Вал, соединяемый с этим кольцом, имеет размер ∅25js6 мм

Наибольший натяг составит:

Nmax = es – EI = +0,0065 – (-0,008) = 0,0145 мм.

Проверим допустимость этого натяга из условия прочности кольца

Где d – диаметр внутреннего кольца подшипника, м.

d = 0,025 м

[σ_р] – допускаемое напряжение на растяжение, МПа (для подшипниковой стали [ σ_р ] ≈400 МПа

k- коэффициент, зависящий от серии подшипника. Для легкой серии k= 2,8

Условие прочности выполняется, так как

[N ] = 0,089 > Nmax = 0,0145

Таблица 9 – Выбор посадки

Вид кольца	Нагружение	Посадка
Внутреннее, посадка на вал	Циркуляционное	Ø25
Наружное, посадка в корпус	Местное	Ø52

5. Построение схем полей допусков приведено на чертеже рис. 1.

ЗАДАНИЕ 4   Допуски и посадки шпоночных соединений

Цель задания:

1.  Научиться выбирать поля допусков для размеров шпоночных соединений.

2.  Научиться обозначать посадки шпоночных соединений на чертежах.

Исходными данными служат:

1.  Диаметр вала d, мм. d = 36 мм

2.  Конструкция шпонки.- Сегмент

3.  Назначение (вид) соединения - нормальный

В задании требуется:

1.  Определить основные размеры шпоночного соединения.

2.  Выбрать поля допусков деталей шпоночного соединения по ширине шпонки.

3.  Назначить поля допусков и определить предельные отклонения остальных размеров шпоночного соединения.

4.  Подсчитать все размерные характеристики деталей шпоночного соединения и для сокращения отчета записать их в таблицу 4.

5.  Определить предельные зазоры и натяги в соединении шпонка-паз вала и шпонка-паз втулки.

6.  Вычертить схему расположения полей допусков по ширине шпонки.

7.  Вычертить эскизы шпоночного соединения и его деталей с указанием всех основных размеров и полей допусков в буквенном и числовом обозначении.

Решение:

1.  Номинальные размеры шпоночного соединения с призматическими шпонками определяют по СТ СЭВ 189 – 75 (приложение К к методическим указаниям), а с сегментными – по СТ СЭВ 647 – 77 (приложение Л здесь же).

Из таблицы основных размеров соединений с сегментными шпонками, мм (выдержка из СТ СЭВ 647-77) имеем:

Диаметр вала	bhd	Глубина паза
		на валу	во втулке
» 32 » 38	10х13х22	10,0	3,3

2.  Выбор полей допусков деталей шпоночного соединения зависит от вида соединения. Стандарт предусматривает три вида соединений по ширине шпонки: плотное, нормальное и свободное. Каждому из этих видов соединений соответствует определенный набор полей допусков на ширину шпонки, ширину паза вала и паза втулки. Все эти поля допусков для разных видов шпоночных соединений приведены в таблице 22 [1]. Численные значения предельных отклонений определяют при помощи таблиц со значением допусков и основных отклонений (как в задании 1).

Исполнительные размеры шпоночных пазов.

Соединение нормальное.

Паз на валу: N9, ширина b = 10 мм

EI = -0,036

ES = 0

10 N9мм

Паз во втулке: js 9

ei = - 0,018

es = + 0,018

10 js 9 мм.

Глубина, вал t1 = 10 мм

Глубина, втулка t2= 3,3 мм

3. Указания по назначению полей допусков на другие размеры деталей шпоночного соединения даны в СТ СЭВ 57 – 73, по которому назначаются следующие поля допусков:

высота шпонки – по h11, h =13

длина шпонки – по h14,

длина паза вала – по H15,

глубина паза вала и втулки – по H12,

диаметр сегментной шпонки – по h12.D = 32

Заполним таблицу 10 для вала d= 36 мм, сегментной шпонки и нормального соединения.

Таблица 10 – Размерные характеристики деталей шпоночного соединения

Наименование размера	Номинальный размер, мм	Поле допуска	Предельные отклонения, мм		Предельные размеры, мм		Допуск размера, Т, мм
			верхнее es	Нижнее ei	max	min
Ширина шпонки b	10	h9	0	-0,036	10,000	9,964	0,036
Высота шпонки h	13	h11	0	-0,110	13,000	12,890	0,110
Ширина паза вала	10	N9	0	-0,036	10,000	9,964	0,036
Ширина паза втулки	10	JS9	+0,018	-0,018	10,018	9,982	0,036
Глубина паза вала t1	10	H12	+0,120	0	10,120	10,000	0,120
Глубина паза втулки t2	3,3	H12	+0,120	0	3,420	3,300	0,120
Диаметр шпонки *(для сегментных шпонок) D	32	h12	0	-0,120	32,000	31,880	0,120

3.  Предельные зазоры и натяги в соединениях шпонка-паз вала и шпонка-паз втулки определяют, как в гладких соединениях.

Для рассмотренного в пункте 4 примера в соединении шпонка-паз вала S_max = ES – ei = 0,036 мм и N_max = es – EI = 0,036 мм, шпонка-паз втулки S_maх = ES – ei = 0,018+ 0,036 = 0,054 мм и N_mаx = es – EI = 0+ 0,018 = 0,018 мм.

4.  Выполнение схемы полей допусков шпоночного соединения по ширине шпонки (для рассмотренного соединения) приведено на чертеже.

5.  Пример эскизов шпоночного соединения и его деталей приведен на чертеже.

  ЗАДАНИЕ 5   Допуски и посадки шлицевых соединений

Цель задания:

1.  Научиться расшифровывать условные обозначения шлицевых прямобочных соединений и их деталей на чертежах.

2.  Научиться по обозначениям шлицевого соединения и его деталей определять предельные отклонения и предельные размеры всех элементов шлицевых деталей.

3.  Научиться правильно изображать эскизы шлицевого соединения и его деталей.

Исходные данные:

Условное обозначение прямобочного шлицевого соединения.

 

D – 6×23x26×6

В задании требуется:

1.  Установить способ центрирования заданного шлицевого соединения.

2.  Определить предельные отклонения и предельные размеры всех элементов деталей шлицевого соединения.

3.  Вычертить схемы полей допусков центрирующих элементов шлицевого соединения.

4.  Вычертить эскизы соединения и его деталей, указав их условные обозначения.

1.  Способ центрирования прямобочных шлицевых соединений устанавливают по их условному обозначению. Здесь надо разобраться, какие имеются способы центрирования прямобочных шлицевых соединений и от каких условий зависит выбор способа центрирования (см. [1], § 85).

2.  При формировании посадок по центрирующим и нецентрирующим поверхностям прямобочных шлицевых соединений использованы поля допусков гладких соединений по ГОСТ 25346-82 (СТ СЭВ 145 – 75). Поэтому предельные отклонения и предельные размеры всех элементов шлицевых втулок и валов определяют так же, как отклонения и размеры гладких соединений (см. 1-е задание). Установленные значения предельных отклонений и размеров элементов деталей шлицевого соединения следует записать в таблицу 11, где указан пример заполнения формы для шлицевого соединения

 

d – 8×46×54×9

Таблица 11 – Параметры элементов шлицевого соединения

Наименование элементов шлицевого соединения	Номинальный размер, мм	Поле допуска	Предельные отклонения, мм		Предельные размеры, мм		Допуск размера, Т, мм
			S (es)	I (ei)	max	min
1. Центрирующие элементы
Отверстие	46	H7	+0,025	0	46,025	46,000	0,025
Вал	46	f8	-0,025	-0,064	45,975	45,936	0,039
Ширина впадин отверстия	9	D9	+0,076	+0,040	9,076	9,040	0,036
Толщина шлицев вала	9	h9	0	-0,036	9,000	8,964	0,036
2. Нецентрирующие элементы
Отверстие	54	H12	+0,300	0	54,300	54,000	0,300
Вал	54	a11	-0,340	-0,530	53,660	53,470	0,190

Размер шлицевого вала 22,1 мм

3.Схемы полей допусков центрирующих элементов шлицевого соединения даны на чертеже.

4.Эскизы соединения и его деталей и их условные обозначения даны на чертеже.

ЗАДАНИЕ 6   Расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи

Цель задания:

Научиться составлять сборочные размерные цепи и рассчитывать допуски на их составляющие звенья методом полной взаимозаменяемости.

Исходными данными служат:

1. Чертеж узла с указанием замыкающего звена.№1

2. Номинальный размер и предельные отклонения замыкающего звена.

АΔ = 48±0,6

В задании требуется:

1.  Сделать размерный анализ, т. е. установить звенья, входящие в размерную цепь с заданным замыкающим звеном, указав, какие из них увеличивающие, а какие уменьшающие, и изобразить ее геометрическую схему.

2.  Проверить правильность составления заданной размерной цепи.

3.  Установить единицы допуска составляющих звеньев, допуски которых требуется определить.

4.  Определить допуск замыкающего звена.

5.  Определить средний коэффициент точности заданной размерной цепи.

6.  Установить квалитет, по которому следует назначать допуски на составляющие звенья.

7.  Выбрать корректирующее звено размерной цепи.

8.  По установленному квалитету назначить отклонения на составляющие размеры.

9.  Рассчитать отклонения корректирующего звена.

10.  Проверить правильность назначения допусков на составляющие звенья размерной цепи.

11.  Результаты расчетов занести в таблицу 6.

Решение: 1.Термины и определения в размерных цепях изложены в § 63, а принцип размерного анализа и порядок составления размерной цепи в § 64 [I].

Рис. 2

Звенья:

А1 = 22

А2= 5

А3 = 33

А4 = 15_-0,1

А5 = 3± 0,25

А6 = 30

АΔ = 48±0,6 – замыкающее звено

2. Правильность составления размерной цепи проверяют по формуле (80) [1], подставляя в нее значения номинальных размеров увеличивающих, уменьшающих и замыкающего звена рис. 2. Если равенство (80) [1] имеет место, то размерный анализ проведен верно, и размерная цепь составлена правильно. Нарушение равенства в этой зависимости показывает, что в размерном анализе допущена ошибка, и его надо провести более внимательно.

48 = (А5+А4+А3 +А2+А1) – А6 = (3+ 15+ 33+5 +22) – 30 = 78- 30 =48

Размерный анализ проведен верно.

3. В числе составляющих звеньев могут оказаться размеры, для которых допуски уже заданы (подшипники и другие стандартные детали). Для таких размеров единицу допуска определять не надо. Единицу допуска следует определить по табл. 12 [1] только для составляющих звеньев, на размеры которых допуски не известны.

Единица допуска для звеньев А1,А2, А3 и А6 определяется по формуле:

Ее можно взять из таблицы 12.Получим:

i1= 1,31мкм

i2 = 0,73 мкм

i3= 1,56 мкм

i6= 1,31мкм