Допуски и посадки обоснование выбора

Добавил пользователь Евгений Кузнецов
Обновлено: 18.09.2024

Расчёт и выбор посадок в типовых соединениях деталей машин

1 Расчет и выбор посадки с натягом. 7

1.1 Расчет посадки. 7

1.2 Выбор посадки. 10

2 Расчет и выбор посадки с зазором. 13

2.1 Расчет посадки. 13

2.2 Выбор посадки. 15

3 Расчет переходной посадки на вероятность получения зазоров и натягов. 17

4 Расчет и выбор гладких калибров для посадки с натягом. 20

4.1 Расчет калибра – скобы для вала. 20

4.2 Расчёт контрольных калибров…………………………………………………..21

5 Расчет и выбор посадки для шпоночного соединения. 23

6 Расчёт посадки подшипников качения. 26

7 Расчет и выбор посадки для шлицевого соединения. 29

8 Расчет размерных цепей. 33

9 Нормирование точности гладких цилиндрических соединений. 37

9.1 Расчёт полей допусков в системе вала. 37

9.2 Расчёт полей допусков в системе отверстия. 37

Список использованных источников. 40

Приложения – Графическая часть

Введение

Взаимозаменяемость является одним из главных методов обеспечения качества, включающая в себя конструкторско-технологические методы:

- метод полной взаимозаменяемости;

- метод сборки (селективная взаимозаменяемость);

- метод неполной взаимозаменяемости;

- метод сборки с применением компенсационных звеньев;

- метод сборки с применением компенсационных материалов путём введения деформирующих компенсаторов.

При изготовлении деталей любым способом нельзя обеспечить абсолютное совпадение их действительных размеров с размерами на чертеже. Отклонения от заданного размера появляются в результате неточностей станка, приспособления и инструмента, зависят от индивидуальных особенностей оператора и других причин.

Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, необходимо выдерживать каждый размер между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Для удобства указывают номинальный размер детали, а каждый из двух предельных размеров определяют по его отклонению от этого номинального размера. Все отклонения и допуски стандартизированы и зависят от номинального размера детали.

При сопряжении двух деталей взаимное влияние предельных размеров этих деталей определяют тип сопряжения, который называется посадкой. Ряд посадок на различные соединения деталей в машиностроении также стандартизован. Посадка ставится на рабочих чертежах деталей и узлов рядом с номинальными размерами сопряжения. В зависимости от требования к работе узла бывают посадки с зазором, переходные посадки, сочетающие зазор и натяг, и посадки с гарантированным натягом.

В технике взаимозаменяемость изделий подразумевает возможность равноценной (с точки зрения оговоренных условий) замены одного другим в процессе изготовления или ремонта. Чем более подробно и жестко нормированы параметры изделий, тем проще реализуется замена, но тем сложнее обеспечить взаимозаменяемость.

Целью курсовой работы является:

- научиться самостоятельно, применять полученные знания по дисциплине конструкторско-технологические методы обеспечения качества на практике;

- изучить методы и приёмы работы со справочной литературой и нормативной документацией.

.
1 Расчет и выбор посадки с натягом

Номинальный размер: D = d = 100 мм;

Внутренний диаметр вала: d₁ = 50 мм;

Наружный диаметр вала: d₂ = 200 мм;

Длина сопротивления: l = 65 мм;

Шероховатость поверхности зубчатого колеса: R_a₂ = 1,25 мкм;

Шероховатость поверхности вала: Ra1 = 0,63 мкм;

Крутящий момент: М_кр = 256 H×м;

Материал вала: Чугун СЧ18–36;

Коэффициент Пуассона для вала: µ₁ = 0,25;

Модуль упругости вала: E₁ = 1·10 11 Н/м 2 ;

Предел текучести вала: = 18·10 7 Н/м 2 ;

Материал колеса: Бронза АЖ9–4;

Коэффициент Пуансона для колеса: µ₁ = 0,33;

Модуль упругости колеса: E₂ = 0,9·10 11 Н/м 2 ;

Предел текучести колеса: = 20·10 7 Н/м 2 ;

Осевая сила: P = 17000 Н;

Коэффициент трения сцепления: f = 0,16;

Способ запрессовки – механический.

1.1 Расчет посадки

Определяем величину удельного контактного эксплуатационного давления Р_э при действии крутящего момента:

где М_кр – вращающий момент, Н∙м;

d – номинальный диаметр соединения, м;

P– осевая сила, Н;

l – длина контакта, м;

f – коэффициент трения при продольном смещении деталей

Рассчитаем величину наименьшего расчетного натяга, исходя из условия, что поверхности сопрягаемых деталей предельно гладкие:

где - коэффициенты Пуассона для металлов охватываемой и охватывающей детали.

Определяется величина наибольшего расчетного натяга:

где - предельное допустимое контактное давление на поверхности вала или отверстия.

где - условные пределы текучести или пределы прочности сопрягаемых отверстий и вала соответственно.

Величину наибольшего натяга рассчитываем по наименьшему значению

Определяем предельные монтажные натяги:

Для определения значения k, зависящего от квалитета, предварительно рассчитаем коэффициент а – число единиц допуска в допуске размера:

где Т_ср – средний допуск;

где D – расчетный диаметр;

d_i_._min и d_i_._max - предельные значения интервалов, в который попадает номинальный диаметр (по ГОСТ 25347-82 [2]).

1.2 Выбор посадки

Выбор посадки определяется по таблицам ГОСТ 25347-82 [2], исходя из:

Определяем предельные натяги:

Проверяем условие правильности выбора посадки, т.е.:

Схема расположения полей допусков представлена в графической части к курсовой работе (лист 1).

Для построения схемы расположения полей допусков рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

Определяем допуски отверстия и вала:

Устанавливаем наиболее приемлемые технологические процессы окончательной обработки отверстия и вала, исходя из условий применения наиболее распространенных технологических процессов и обеспечения допусков выбранных квалитетов, требований к шероховатости обработанных поверхностей, которые устанавливаются по соответствующей справочной и технической литературе.

Отверстие выполняется с допуском TD = 0,046 мм. Шероховатость обработанной поверхности назначена 0,8 мкм. Для обеспечения допусков выбранного квалитета применяем в качестве технологического процесса для окончательной обработки отверстия – шлифование круглое на внутришлифовальном станке.

Вал сплошной выполняется с допуском Td = 46 мкм. Шероховатость обработанной поверхности назначена 0,8 мкм. Для обеспечения допусков выбранного квалитета применяем в качестве технологического процесса для окончательной обработки вала – шлифование круглое на внутришлифовальном станке.

Определяем силу прессования при механической запрессовке деталей. Необходимая сила пресса (при = 0,15) определяется:

Контактное давление, соответствующее максимальному натягу (монтажному) выбранной посадки, будет равно:

Эскизы сопрягаемых деталей представлены в графической части к курсовой работе (лист 2).

2 Расчет и выбор посадки с зазором

Номинальный размер: D = d = 60 мм;

Длина подшипника: l = 42 мм;

Частота вращения вала: n =1000 мин -1 ;

Радиальная нагрузка на подшипник R = 2 кН;

Смазка масло – И45А;

Динамическая вязкость µ = 0,036 Па·с;

Шероховатость вала R_a1 = 1,6 мкм;

Шероховатость отверстия R_a₂ = 3,2 мкм.

2.1 Расчет посадки

Определяется скорость вращения вала:

где d – номинальный диаметр сопряжения, мм;

n – частота вращения вала, об/мин.

Определяется величина относительного зазора ψ:

где V – скорость вращения.

Определяется величина оптимального зазора в подшипнике, которая принимается среднее значение:

Определяем угловую скорость ω:

Определяется среднее давление на опору:

где R – радиальная нагрузка на подшипник, Н;

d – номинальный диаметр, мкм;

l – длина подшипника, мкм.

Определяется коэффициент несущей способности (нагруженности) С_R:

где µ - динамическая вязкость, определяется по таблице Д.1 [1., стр. 138].

Определяется величина относительного эксцентричного подшипника χ по таблице Д.2 [1, стр. 140] в зависимости от λ и С_R:

Определяется толщина масляного слоя :

Определяется надежность жидкостного трения без учета погрешностей формы и перекосов:

Определяется коэффициент жидкостного трения:

Так как то запас погрешности жидкостного трения удовлетворяет необходимым требованиям.

Таким образом, устанавливается оптимальная величина зазора и принимается за среднее значение

2.2 Выбор посадки

Чтобы срок службы соединения был наибольшим и затраты на изготовление деталей минимальный, посадки следует выбирать так, чтобы средний табличный зазор был близким к оптимальной величине зазора расчетной и принятой за среднее значение.

Оптимальной величине зазора соответствует посадка в системе отверстия, для которой средний табличный зазор

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

Определяем допуски отверстия и вала:

ТD = 0,076 – 0,030 = 0,046= 46 мкм,

Td = 0 – (-0,019) = 0,019= 19 мкм.

Рассчитаем средний зазор:

Рассчитаем допуск посадки:

Схема расположения полей допусков представлена представлена в графической части к курсовой работе (лист 3), а эскиз сопрягаемых деталей и в графической части к курсовой работе (лист 4), эскизы вала и отверстия представлены в графической части к курсовой работе (лист 5).

3 Расчет переходной посадки на вероятность получения зазоров и натягов

Номинальный диаметр d = D = 30 мм;

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

Определяем допуски отверстия и вала:

ТD = 0,039 – 0 = 0,039 = 39 мкм,

Td = 0,025 – 0,009 = 0,016 = 16 мкм.

Определение среднего натяга – зазора:

Определяем среднее квадратичное отклонение (СКО) зазора-натяга:

Определяем предел интегрирования функции Ф(z) при N_i = 0:

В зависимости от z, Ф(z) = 0,1368, по таблице 3.1 [1, стр. 29].

Рассчитаем вероятность получения соединения с зазором и натягом:

Находим процент соединения с зазором:

Р_S = 100 · 0,6368 = 63,68 %.

Находим процент соединения с натягом:

Р_N = 100 – 63,68 = 36,32 %.

Рассчитаем вероятностные величины натягов и зазоров:

Координата распределения вероятности появления зазоров-натягов при (т.е. Z = 0) определяется по формуле:

Таким образом, при сборке 63,68% (885 из 1000) получены с зазором и 36,32% (115 из 1000) будут с натягом.

Схема расположения полей допусков представлена в графической части к курсовой работе (лист 6), а графическое изображение нормального закона распределения вероятностей представлена в графической части к курсовой работе (лист 7).

4 Расчет и выбор гладких калибров для посадки с натягом

Номинальный диаметр d = D = 40 мм;

Тип соединения – зазором;

Тип калибра –скоба;

Из ГОСТ 24853-81 [3] выбираем допуски отклонений для калибров и введем данные в таблицу 1.

Приступая к работе, необходимо изучить соответствующий теоретический материал по конспекту лекций или учебнику и рекомендации справочника. Затем внимательно ознакомиться с кратким описанием и чертежом изделия, чтобы получить представления о назначении изделия, взаимодействии его узлов и деталей, условиях работы.

Если соединение подвижное, т. е. одна деталь перемещается относительно другой в процессе работы изделия, то выбирается посадка с зазором. Посадка с зазором выбирается также, если соединение неподвижное, детали надежно закреплены специальными крепежными средствами (болтами, гайками и т.д.), нет необходимости в точном центрировании деталей за счет посадки.

Если соединение неподвижное, необходимо точное центрирование деталей за счет посадки, смещающие силы сравнительно малы или есть надежное специальное крепление деталей, то, как правило, выбирается переходная посадка. Переходная посадка выбирается также, если соединение неподвижное, точного центрирования деталей не требуется, специальное крепление отсутствует, смещающие силы сравнительно малы.

Если соединение неподвижное, нет необходимости в точном центрировании деталей, специальное крепление отсутствует или недостаточно, смещающие силы сравнительно велики, то выбирается посадка с натягом.

В сопряжении с радиальным или радиально-упорным подшипником качения принять нормальный режим работы подшипнике. В этом случае тип посадки зависит, в основном, от вида нагружения соответствующего (наружного или внутреннего) кольца.

При циркуляционном нагружении внутреннего кольца выбирают, как правило, посадку с натягом, при циркуляционном нагружении наружного кольца — переходную посадку.

При местном нагружении внутреннего кольца выбирают переходную посадку, при местном нагружении наружного кольца – посадку с зазором.

При колебательном нагружении кольца выбирают переходную посадку. Переходную посадку также выбирают для сопряжения с тугим кольцом упорного подшипника.

Примеры обоснования типа посадки:

В данных методических указаниях принят аналитический метод нормирования точности (с упрощениями).

Принять, что изделие будут изготовлять без подгонки.

Выбор и обоснование типа посадки

Если соединение подвижное, т. е. одна деталь перемещается относительно другой в процессе работы изделия, то выбирается посадка с зазором, Посадка с зазором выбирается также, если соединение неподвижное, детали надежно закреплены специальными крепежными средствами (болтами, гайками и т.д.), нет необходимости в точном центрировании деталей за счет посадки.

При циркуляционном нагружении внутреннего кольца выбирают, как правило, посадку с натягом, наружного — переходную.

При местном нагружении внутреннего кольца – переходную, наружного кольца–с зазором.

При колебательном нагружении кольца — переходную. Переходную же посадку выбирают для сопряжения с тугим кольцом упорного подшипника.

2. Выбор и обоснование системы

В обычном гладком соединении систему вала в основном выбирают, если гладкий вал или участок вала входит в несколько сопряжений с разными посадками.

Если условий для выбора системы вала нет, то выбирают систему отверстия как более экономичную при прочих условиях.

Для сопряжений с радиальным и радиально-упорным подшипниками качения система установлена стандартом: с внутренним кольцом - система отверстия, с наружным - система вала. Для сопряжений с тугим кольцом упорного подшипника качения: с валом - система отверстия, с корпусом – система вала.

В ряде случаев применяют комбинированную по системе посадку (отверстие в системе вала, вал в системе отверстия), например, в сопряжении корпуса подшипника качения с крышкой.

В пособии приведена методика и примеры расчета вероятностных зазоров и натягов цилиндрических соединений, методика расчетного выбора посадок с натягом, посадок шпоночных и шлицевых соединений с валом зубчатых, червячных колес, муфт, шкивов, звездочек. Изложена также методика определения допусков линейных размеров, формы и расположения поверхностей типовых деталей машин. Псосбие предназначено для студентов машиностроительных специальностей вузов. Рекомендуется также преподвателям вузов, конструкторам заводов и научно-исследовательских институтов.

Пособие предназначено для студентов машиностроительных специальностей вузов. Рекомендуется также преподвателям вузов, конструкторам заводов и научно-исследовательских институтов

Внимание Скидка 50% на курсы! Спешите подать
заявку

Профессиональной переподготовки 30 курсов от 6900 руб.

Курсы для всех от 3000 руб. от 1500 руб.

Повышение квалификации 36 курсов от 1500 руб.

Лицензия №037267 от 17.03.2016 г.
выдана департаментом образования г. Москвы

Расчет, выбор и обоснование посадок соединений редуктора

1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

2. ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ

2.1 Расчет и выбор посадок с натягом

3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

4. РЕШЕНИЕ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

4.1 Решение линейных размерных цепей методом полной взаимозаменяемости

4.2 Решение линейных размерных цепей вероятностным методом

Список использованных источников

линейная цепь квалитет тихоходный

Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что она связывает в единое целое конструирование, технологию производства и контроль изделий в любой отрасли промышленности. В основе взаимозаменяемости лежит стандартизация, объектом которой в машиностроении является точность, взаимозаменяемость и технические измерения. Взаимозаменяемость деталей, узлов и агрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методов контроля.

Стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и улучшению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.

Сборочной единицей является узел редуктора. Данный редуктор применяется для понижения оборотов передающихся от двигателя к потребителю и повышения крутящего момента на выходе. Данный редуктор является первичной или вторичной ступенью.

Курсовой работы по стандартизации норм точности студента третьего курса, 132 м группы агромеханического факультета Кумагерчика Дмитрия Викторовича

Состоит из 25 страниц, в том числе 5 рисунков, 7 таблиц и графической части включающей фрагмент общего вида редуктора и рабочего чертежа вала, выполненного на формате А3.

Перечень ключевых слов: взаимозаменяемость, допуски, квалитет, посадка, зазор, натяг, стандартизация, контроль, измерение.

Представлены результаты выполнения 4 – х заданий, охватывающих основные разделы курса.

В задании 1 дан анализ допусков и посадок, рассчитаны геометрические параметры гладких цилиндрических соединений и выбраны средства измерения для контроля его деталей. Определены геометрические параметры шпоночных и шлицевых соединений.

В задании 2 на основании расчётов функциональных параметров выбрана посадка с натягом для зубчатого колеса.

В задании 3 на основании расчётов выбрана посадка для подшипников качения. Для заданного номинального диаметра соединения, допустимого радиального биения втулки на валу и вероятности появления зазоров и натягов в соединении выбрана переходная посадка.

В задании 4 по заданному замыкающему звену сборочной единицы выявлены и рассчитаны методом максимума минимума и вероятностным методом размерная цепь.

1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ

1.1 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений

Для гладких цилиндрических соединений, расположенных на тихоходном валу, обосновать выбором системы, посадок, квалитетов. Для соединения на валу определить предельные отклонения, допуски, зазоры (натяги), допуски посадок, назначить допуски формы и расположения поверхностей, построить схему расположения допусков. Для деталей данного сопряжения выбрать средства измерения. Вычертить рабочий чертёж вала.

Определяем силовые факторы, действующие на вал:

Крутящий момент на валу:

где - мощность на выходном валу редуктора,кВт.

Определяем диаметр вала на выходе

По таблице 1.3 ([1] стр.34) принимаем d =36мм

В зацеплении со стороны шестерни действует сила:

где делительный диаметр колеса тихоходной ступени.

где m -модуль зацепления тихоходной ступени.

Определяем реакции опор. Строим схему сил, действующих на вал

Так как силы расположены симитрично ,то

Определяем суммарные реакции апор:

Определим тип подшипников, установленных на валу

Назначаем шариковый подшипник №309.

Назначаем и обосновываем посадки для соединений расположенных на валу (результаты сводим в табл. 1)

Таблица 1.Посадки, допуски и шероховатости для соединений и деталей

Отклонение формы и расположения.

1 Ступица зубчатого колеса вал.

Табл. 2.18 стр.393 [1]

Табл 2.40 стр.443 [1]

Табл. 2.18 стр.393 [1]

Табл 2.40 стр.443 [1]

2 Внутреннее кольцо подшибника-вал

Табл. 2.18 стр.393 [1]

Табл 2.40 стр.443 [1]

Устанавливается заводом изготовителем

3 Наружное кольцо подшипника корпус

3.1 наружное кольцо

Устанавливается заводом изготовителем

Отклонение формы и расположения.

Табл. 2.18 стр.393 [1]

Табл 2.40 стр.443 [1]

4. Крышка подшипника корпус

4.1 крышка подшипника

Табл. 2.18 стр.393 [1]

Табл 2.40 стр.443 [1]

Согласно требованиям под наружное кольцо подшипника

Для деталей данного сопряжения выбираем средства измерений:

Зная диаметр и допуски (квалитет) контролируемого размера по таблице 1.60 ([1] стр.184) находим допускаемые погрешности измерения.

Выбираем приборы для измерения отверстия и вала удовлетворяющие условию  ин . Результаты выбора средств измерения для сопряжения сводим в таблицу 2.

Таблицу 1.2-Объекты измерения и метрологические характеристики выбранных измерительных средств

Внутренний диаметр зубчатого колеса

Отсчётное устройство измерительной головки с ценой деления 0.001 или 0.002 мм. перемещение 0.1 мм. Средства установки —концевые меры длины 1го класса

Цена деления 0.01-0,002 мм. Пи настройке на нуль по установочной мере перемещением 25 мм.

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

Выбор посадок для шпоночного соединения зубчатое колесо - вал, исходя из его назначения и вида, обосновать выбор посадок, определить предельные отклонения, назначить допуски расположения и шероховатость сопрягаемых поверхностей. Назначить поля допусков и предельные отклонения на сопрягаемые размеры. Построить схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения. Так как Т b =10; h =8; t 1 =5,0; t 2 =3,3; l =56 мм Определяем для 53 номинальные размеры шпоночного соединения по таблице 4.64 и 4.66 ([2]. стр.235 , 238) b =16; h =10; t 1 =6,0; t 2 =4,3; l =56 мм Выбираем по таблице 4/65 ([2].стр.237) посадки по b для соединений; паз вала – шпонка - 16; паз втулки – шпонка - 16 Определяем по таблице 1.28 и 1.37 ([1]) предельные отклонения размеров шпоночного соединения и рассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения, их допуски, предельные зазоры и натяги. Полученные результаты сносим в таблицу 3.

Таблица 3-Размерные характеристики шпоночного соединения

Предельные отклонения, мм

Предельные размеры, мм

Допуск размера Т, мм

Глубина паза вала

Ширина паза втулки

Глубина паза втулки

Длина паза вала

Допуски посадки T SN , мм

Шпонка паз вала

Шпонка паз втулки

Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки, вала и втулки Ra = 3.2 мкм, а несопрягаемых поверхностей- Ra =12,5 мкм. Выбираем по экономические методы окончательной обработки деталей соединения: шпонка -шлифование плоское получистовое; паз вала - фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки - протягивание чистовое.

Эскизы нормального шпоночного соединения, его деталей, схема расположения полей допусков на размер b приведены дальше. Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, в пределах которого находятся как отклонения ширины паза, так и отклонения его расположения. Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами. Контроль элементными калибрами производится до контроля комплексными калибрами.

На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производит с помощью предельных калибров.

Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза ( d + t 2 ) контролируют пробкой со ступенчатым выступом.

Глубину паза вала проверяют кольцевыми калибрами -глубиномерами; симметричность расположения паза относительно осевой плоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой, а у вала - накладной призмой с контрольным стержнем.

При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерения, так и калибры. Из большого числа размеров шпоночного соединения за счет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать универсальные средства измерения, а при восстановлении желательно применять предельные калибры.

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

Вместо шпоночного соединения (зубчатое колесо-вал) назначить шлицевое соединение (зубчатое колесо-вал). Обосновать метод выбора центрирования, системы посадок. Определить предельные отклонения выбранных полей допусков центрирующих и не центрирующих параметров; рассчитать предельные зазоры в соединениях и результаты свести в таблицу.

Построить схемы расположения полей допусков и эскиз шлицевого соединения и его деталей в поперечном сечении.

В данное время применяют три способа центрирования сопрягаемой втулки и вала: по наружному диаметру D , по внутреннему диаметру d и по боковым поверхностям шлицов b .

Выбор способа центрирования определяется эксплутационными требованиями и технологическими факторами.

Основным мотивом при выборе центрирования по D или d является возможность наиболее производительно и экономично провести обработку посадочных поверхностей. Центрирование по b применяется крайне редко.

Поскольку предполагается, что в нашем соединении шестерня неподвижна то наиболее экономически выгодно принять центрирование по D .

Находим [ S f ] по формуле

Принимаем по таблице 4.5 ([3]) , стр 60) S f =127.9.

Следовательно данное шлицевое соединение относится к лёгкой серии, нормальные размеры соединения: 85258;

Так как соединение неподвижно, то выбираем метод центрирования по диаметру D . Для размеров D и b выбираем поля допусков и посадки по таблице 4.72 ([2] , стр 252)

Для D , для b .На не центрирующий диаметр втулки d =42 мм назначаем по таблице 4.75 ([2] , стр 253 ) поле допуска H 11 не центрирующий d вала по таблице 4.71 ([2] , стр 250) dd 1 =40.4 мм.

Значение предельных значений отклонений размеров ( D , b , d ) шлицевого соединения определяем по таблице 1.28 , 1.36 ([1]).

Шероховатость поверхностей для центрирующих ( D и b ) и не центрирующих ( d ) элементов соединения назначаем в соответствии с принятыми методами окончательной механической обработки по таблице 2.68 ([1]).

Вычисляем предельные зазоры в соединениях по центрирующим и не центрирующим поверхностям.

Установленные размеры характеристики деталей шлицевого соединения, шероховатость поверхностей и методы механической обработки сводим в таблицу 4.

Таблиц a 4-Размерные характеристики и методы механической обработки деталей шлицевого соединения D -852589

Читайте также: