Курсовая работа - Допуски и посадки типовых соединений деталей машин - файл n1.doc

Курсовая работа - Допуски и посадки типовых соединений деталей машин
скачать (460.5 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.doc461kb.01.06.2012 11:28скачать

n1.doc

  1   2   3


Уральский государственный экономический университет


Курсовая работа
ДОПУСКИ И ПОСАДКИ

ТИПОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
по дисциплине «основы взаимозаменяемости в машиностроении»

Выполнил: Колесников А.Ю.
Проверил: _______________

Екатеринбург 2010г.

Содержание
Введение

1. Допуски и посадки гладких цилиндрических соединений деталей

редуктора

1.1 Посадка зубчатого колеса тихоходного вала

1.2 Посадка звездочки на выходной конец тихоходного вала

1.3 Посадка полумуфты на выходной конец быстроходного вала

1.4. Посадка крышек редуктора в корпусе редуктора

1.5 Допуски и посадки других гладких цилиндрических

соединений деталей редуктора

1.6. Предельные отклонения размеров относительно низкой

точности

2. Допуски и посадки подшипников качения

2.1. Посадки подшипников тихоходного вала

2.2. Посадки подшипников быстроходного вала

3. Допуски и посадки шпоночных соединений

3.1. Шпоночное соединение зубчатого колеса с тихоходным валом

3.2 Шпоночное соединение звездочки с тихоходным валом

3.3 Шпоночное соединение полумуфты с быстроходным валом

4. Допуски зубчатой передачи

4.1 Выбор степени точности

4.2 Выбор сопряжения зубьев колеса в передаче

4.3 Специальные допуски, указываемые на чертеже зубчатого

колеса

4.4 Допуски на относительное расположение отверстий под опоры валов в корпусе цилиндрической зубчатой передачи

Заключение

Список используемой литературы

Введение
Вопросы точности деталей и их соединений имеют важное прикладное значение. В данной курсовой работе будем рассматривать конструкцию редуктора. В начале необходимо изучить принцип действия данного механизма, чтобы получить полное представление о влиянии точности основных деталей и характера типовых соединений на его работоспособность. Основным показателем качества редуктора является надежность работы всех его деталей и соединений в течении намеченного срока при действии заданных нагрузок. Для этого необходимо изготавливать детали с такой геометрической точностью, которая обеспечит нужный характер соединений и сборку редуктора без дополнительной обработки и подгонки деталей.

Взаимозаменяемость – свойство независимо изготовленных деталей занимать свое место в сборочной единице без дополнительной механической или ручной обработки при сборке, обеспечивая при этом нормальную работу собираемых изделий (узлов, механизмов, машин).

При конструировании необходимо широко применять общетехнические нормы и стандарты, а также унифицированные и стандартные детали, сборочные единицы и комплектующие изделия; обеспечивать технологичность конструкций; согласовывать точность деталей с условиями работы конечной продукции.

Эффективность взаимозаменяемости объясняется соответствием ее принципов условиям производства. Полная взаимозаменяемость требует высокой точности изготовления деталей. Однако она настолько упрощает процесс сборки, что все операции сводятся к простому соединению деталей и сборочных единиц и поддаются точному нормированию. Это облегчает автоматизацию технологических процессов и позволяет производить поточную сборку на конвейерах рабочими невысокой квалификации.

С января 1980года действует единая система допусков и посадок (ЕСДП). Стандарты ГОСТ 25346-89, ГОСТ 25347-82 и ГОСТ 25348-82 заменили систему допусков и посадок ОСТ, которая действовала до этого времени.

Основу ЕСДП составляют допуски квалитеты и основные отклонения, определяющие положение полей допусков относительно нулевой линии. Поля допусков и соответствующие им предельные отклонения установлены различными в трех диапазонах номинальных размеров: от 1 до 500 мм и свыше 500 до 3150 мм – по ГОСТ 25347-82, свыше 3150 до 10 000 мм – по ГОСТ 25348-82. ГОСТ 25347-82 регламентирует еще поля допусков и предельные отклонения для номинальных размеров до 1 мм. ГОСТ 25348-89 устанавливает 20 квалитетов: 01, 0, 1, 2 – 18. Квалитеты от 01 до 5 предназначены преимущественно для калибров.

1. Допуски и посадки гладких цилиндрических соединений деталей

редуктора

1.1 Посадка зубчатого колеса тихоходного вала

1.1.1 Выбор посадки методом аналогов

При выборе посадки уточняем конструктивные и эксплуатационные особенности рассматриваемого соединения. По прилагаемым чертежам определяем вид передачи: цилиндрическая косозубая, с правым направлением линии зуба (угол наклона линии зуба не указан). Данную передачу будем считать нереверсивной.

При установке зубчатого колеса на валу необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу и передачу вращающего момента от колеса к валу. Осевое фиксирование колеса на валу производится заплечиком вала, распорной втулкой (поз. 5) и торцом внутреннего кольца подшипника. Регулирование осевого положения колеса осуществляют посредством набора тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланец крышек подшипников.

Зубчатое колесо установлено на валу с дополнительным креплением – шпонкой. Для передачи вращающегося момента установлена призматическая шпонка с прямоугольным сечением 16Ч10.

При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором не допустимо, а посадок переходных не желательно. Если в соединении имеется зазор, то при вращении вала происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к их изнашиванию. Поэтому при передаче момента шпонкой на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг, гарантирующий не раскрытие стыка.

По рекомендациям, указанных в [2, с78], для колес с нереверсивной передачей, выбираем посадку Н7/r6.

Посадка Н7/r6 является посадкой с натягом и используется в соединениях без крепежных деталей при небольших нагрузках и с крепежными деталями при больших нагрузках (посадка на шпонке зубчатых колес) [3, т.1].

Посадка Н/r является «прессовой средней». Характеризуется умеренным гарантированным натягом в пределах (0,0002ч0,0006) dн, обеспечивающим передачу нагрузок средней величины без дополнительного крепления. В некоторых случаях посадки данной группы применяются и в соединениях, воспринимающих тяжелые нагрузки, но с дополнительным креплением [1, т.1].

Данная посадка выполняется в системе отверстия, так как эта система в машиностроении имеет преимущественное применение. Посадки в системе отверстия – посадки в которых различные зазоры и натяги получаются соединением различных валов с основным отверстием.

Номинальный диаметр соединения зубчатого колеса на валу, указанный на чертеже, составляет ш50 мм.
1.1.2 Определение предельных отклонений по таблицам допусков и основных отклонений

1.1.2.1. Предельные отклонения отверстия в ступице колеса

Отверстие в ступице колеса ш50, выполняется по квалитету с порядковым номером 7. Находим числовое значение допуска отверстия TD в микрометрах по таблице «Числовые значения допусков для размеров до 10 000 мм» [3, т.1, с. 378]: TD = 25 мкм.

По заданному диаметру ш50 и буквенному обозначению Н основного отклонения отверстия в выбранной посадке по таблице, приведенной в [1, т.1, с.62], находим числовое значение основного отклонения отверстия:

нижнее отклонение EI = 0 мкм.

Второе, верхнее отклонение определяем по формуле:

ES= EI+TD = 0 + 25 = 25 мкм

Записываем результат вычислений:

- нижнее отклонение EI = 0 мкм;

- верхнее отклонение ES = +25 мкм.
1.1.2.2 Предельные отклонения вала

Вал диаметром ш50 мм, выполняется по квалитету с порядковым номером 6. Находим числовое значение допуска вала Td в микрометрах по таблице «Числовые значения допусков для размеров до 10 000 мм» [3, т.1, с. 378]: Td = 16 мкм.

По заданному диаметру ш50 и буквенному обозначению r основного отклонения вала в выбранной посадке по таблице, приведенной в [1, т.1, с.59], находим числовое значение основного отклонения вала:

нижнее отклонение ei = +34 мкм.

Второе, верхнее отклонение определяем по формуле:

es= ei+Td = 34 + 16 = 50 мкм

Записываем результат вычислений:

- нижнее отклонение ei = +34 мкм;

- верхнее отклонение es = +50 мкм.
1.1.3 Проверка правильности определения предельных отклонений путем использования таблиц с полями допусков

1.1.3.1 Предельные отклонения отверстия в ступице колеса

Условное обозначение поля допуска в ЕСДП для отверстия Н7.

Учитывая, что выбранная посадка с натягом, диаметр соединения ш50, по таблицам, приведенным в [3, т.1, с.383], находим числовые значения верхнего ES и нижнего EI отклонений отверстия, для соответствующего поля допуска:

- нижнее отклонение EI = 0 мкм;

- верхнее отклонение ES = +25 мкм.

Полученные значения полностью совпадают с результатами ранее проведенных вычислений в подпункте 1.1.2.1.
1.1.3.2 Предельные отклонения вала

Условное обозначение поля допуска в ЕСДП для вала r6.

Учитывая, что выбранная посадка с натягом, диаметр соединения ш50, по таблицам, приведенным в [3, т.1, с.390], находим числовые значения верхнего es и нижнего ei отклонений вала, для соответствующего поля допуска:

- нижнее отклонение ei = +34 мкм;

- верхнее отклонение es = +50 мкм.

Полученные значения полностью совпадают с результатами ранее проведенных вычислений в подпункте 1.1.2.2.
1.1.4 Построение схемы расположения полей допусков при выбранной посадке

Изображаем графически поля допусков. Для этого верхние и нижние отклонения отверстия и вала откладываем в микрометрах, используя наиболее подходящий масштаб. Номинальный размер соединения указываем в миллиметрах на векторе, условно направленном снизу вверх до нулевой линии.

1 – поле допуска отверстия; 2 – поле допуска вала.

Рисунок 1 – Схема расположения полей допусков посадки ш50 Н7/r6.
Предельные натяги, указанные на рисунке 1, определяем двумя способами, рассмотренными в нижеследующих пунктах.

1.1.5 Определение параметров, характеризующих посадку, по известным предельным отклонениям

Выбранная посадка характеризуется предельными натягами (наибольшим и наименьшим).

Наибольший натяг Nmax определяем по следующей формуле:

Nmax = esEI = 50 – 0 = 50 мкм.

Определяем наименьший натяг по следующей формуле

Nmin = eiES = 34 – 25 = 9 мкм.

1.1.6 Проверка правильности определения предельных зазоров или натягов путем использования таблиц

Для выбранной посадки в системе отверстия ш50 Н7/r6 по таблице [1. т.1, с170] находим:

Nmax = 50 мкм, Nmin = 9 мкм.

Величины Nmax и Nmin показываем на рисунке 1.
1.1.7 Допуск посадки

Допуск посадки с натягом TN определяем по двум следующим формулам:

TN = NmaxNmin = 50 – 9 = 41 мкм,

TN = TD +Td = 25 + 16 = 41 мкм.

Полученный результат одинаковый для обеих формул, значит расчет произведен правильно.
1.1.8 Выбор посадки расчетным методом

1.1.8.1 Исходные данные для расчета

На выданном чертеже редуктора зубчатое колесо установлено на тихоходном валу с дополнительным креплением шпонкой.

Условно будем выполнять расчет посадки с натягом без шпоночного соединения.

В технической характеристике на сборочном чертеже редуктора указан вращающий момент на тихоходном валу: Т = 191 Н·м.

Частота вращения тихоходного вала n = 200 об/мин.

Диаметр соединения d = 50 мм.

По сборочному чертежу с последующим уточнением по чертежам деталей находим длину контакта сопрягаемых поверхностей L = 48 мм.

По чертежу зубчатого колеса определяем наружный диаметр ступицы колеса d2 = 80 мм.

Так как вал не является полым, то диаметр отверстия в пустотелом вале принимаем равным нулю (d1 = 0).

Материал зубчатого колеса – сталь 40Х с пределом текучести

?т2 = 330 МПа [3, с76].

Материал вала – сталь 45 с пределом текучести ?т1 = 360 МПа [3, т.1, с76].

Метод сборки соединения с натягом выбираем запрессовку зубчатого колеса на вал.

При расчете посадки с натягом в качестве внешних нагрузок будем учитывать только вращающий момент, стремящийся повернуть одну деталь относительно другой. Осевую силу, стремящуюся сдвинуть одну деталь относительно другой, учитывать не будем, так как ее влияние не значительно по сравнению с вращающим моментом.
1.1.8.2 Расчет посадки с натягом

1) Определяем требуемое минимальное давление (Па) на контактных поверхностях соединения:



где f – коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или проворачивания. Коэффициент трения определяем по таблице [1, с361] f = 0,1.

2) Необходимое значение наименьшего расчетного натяга N'min определяют по формуле:

N'min = [pmin] ·dн·(с1/Е1 + с2/Е2)

где Е1 и Е2 – модули упругости материалов соответственно охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей. По таблице [1, с362] определяем .

с1 и с2 – коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:

для сплошного вала с1 = 1 – ?1 = 1 – 0,3 = 0,7

для ступицы



где ?1 и ?2 – коэффициенты Пуассона для соответствующих деталей. По таблице [1, т.1, с362] определяем ?1 = ?2 = 0,3.

Тогда, необходимое значение наименьшего расчетного натяга N'min будет равно:



3) Величина минимального допустимого натяга определяется по формуле:

[N'min ] = N'min + ?ш + ?t + ?ц + ?п

где ?ш – поправка , учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения.

?ш = 5·(RaD + Rad) = 5·(1,6 + 1,6) = 16 мкм

?t – поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей (tD и td) и температуры сборки. Так как сборка деталей осуществляется запрессовкой, то tD = td = tсб = 20єС, ?t =0.

?п – добавка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках. Принимаем с учетом возможных разборок ?ц = 10 мкм.

?ц – поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил. Для сплошного вала и одинаковых материалов соединяемых деталей:



где v – окружная скорость на наружной поверхности втулки



? – плотность материала, ? = 7850 кг/мі.

Принимаем ?ц = 0.

Тогда, величина минимально допустимого натяга будет равна:

[N'min ] = 8,3 + 16 + 0 + 0 + 10 = 34,3 мкм

4) На основе теории наибольших касательных напряжений определяется максимально допустимое удельное давление [pmax], при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.

Определяем максимально допустимое удельное давление для вала и ступицы зубчатого колеса:





В качестве [pmax] берется наименьшее из двух значений: .

5) Определяем наибольший расчетный натяг N'max по формуле:



N'max = 96 мкм

6) Величина максимального допустимого натяга определяется по формуле:

[N'max ] = N'max · ?уд + ?ш - ?t

где ?уд – коэффициент увеличения давления у торцов охватывающей детали.

По графику [1, с364] ?уд = 0,95.

?ш – поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения, ?ш = 16 мкм.

?t – поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей (tD и td) и температуры сборки, ?t =0.

Тогда, величина максимального допустимого натяга равна:

[N'max ] = 96 · 0,95 + 16 - 0 = 107,2 мкм

7) Выбираем посадку из таблиц системы допусков и посадок [1, т.1, с172]:

ш50 Н7/u7

Для данной посадки:

Nmax = 95 мкм < [Nmax], Nmin = 45 мкм > [Nmin],

Запас прочности соединения для данной посадки равен:

Nmin - [Nmin] = 45 – 34,3 = 10,7 мкм

Запас прочности деталей равен:

[Nmax] - Nmax = 107,2 – 95 = 12,2 мкм

Фактические запасы прочности выше, так как в соединении не будет натягов, больших чем вероятностный максимальный натяг NBmax, и меньших чем вероятностный минимальный натяг NBmin :





8) Необходимое (максимальное) усилие при запрессовке собираемых деталей определяется по формуле:



где fп – коэффициент трения при запрессовке, fп = 1,2 · f = 0,12.

Давление Рmax при максимальном натяге Nmax в посадке определяется:



Тогда, необходимое усилие при запрессовке будет равно:


1.1.9 Нанесение допусков и посадок на чертежи

На сборочном чертеже посадку обозначаем ш50 Н7/r6.

На чертеже зубчатого колеса обозначаем отверстие ш50 Н7

На чертеже вала обозначаем – вал ш50 r6

1.2 Посадка звездочки на выходной конец тихоходного вала

1.2.1 Выбор посадки

Для установки звездочек приводных роликовых цепей на выходных концах тихоходного вала рекомендуют тихоходные посадки. Эти посадки характеризуются малыми зазорами и натягами и обеспечивают точность центрирования деталей и минимальную трудоемкость сборки. Для гарантии неподвижности одной детали относительно другой они дополнительно крепятся с помощью шпонок.

При выборе переходных посадок необходимо учитывать, что для них характерна возможность получения как натягов, так и зазоров. Вследствие неизбежного колебания размеров вала и отверстия от наибольшего до наименьшего значений возникает колебание зазоров и натягов при сборке деталей, поэтому в зависимости от условий эксплуатации соединения подбирают посадку с большей или меньшей вероятностью получения натяга.

Так как работа редуктора нереверсивная и для того чтобы обеспечить более свободную сборку и разборку деталей выбираем посадку Н7/k6.

Посадка Н7/k6 является переходной посадкой (типа напряженной) в среднем дает незначительный зазор (1…5 мкм) и обеспечивает хорошее центрирование, не требуя значительных усилий для сборки и разборки [3 т.1 ].

Посадка Н/k является «напряженной». Наиболее характерный и применяемый переходных посадок. Вероятности получения натягов и зазоров в соединении примерно одинаковые. Сборка и разборка производится без значительных усилий. Небольшой натяг, получающийся в большинстве соединений, достаточен для центрирования деталей и предотвращения их вибрации в подвижных узлах при вращении со средними скоростями [1 т.1].

Данная посадка выполняется в системе отверстия. Номинальный диаметр соединения звездочки с выходным концом тихоходного вала, составляет ш38 мм.
1.2.2 Определение предельных отклонений по таблицам допусков и основных отклонений

1.2.2.1. Предельные отклонения отверстия в ступице звездочки

Отверстие в ступице звездочки ш38, выполняется по квалитету с порядковым номером 7. Находим числовое значение допуска отверстия TD в микрометрах по таблице [3, т.1, с. 378]: TD = 25 мкм.

По заданному диаметру ш38 и буквенному обозначению Н основного отклонения отверстия в выбранной посадке по таблице, приведенной в [1, с.62], находим числовое значение основного отклонения отверстия:

нижнее отклонение EI = 0 мкм.

Второе, верхнее отклонение определяем по формуле:

ES= EI+TD = 0 + 25 = 25 мкм

Записываем результат вычислений:

- нижнее отклонение EI = 0 мкм;

- верхнее отклонение ES = +25 мкм.
1.2.2.2 Предельные отклонения вала

Вал диаметром ш38 мм, выполняется по квалитету с порядковым номером 6. Находим числовое значение допуска вала Td в микрометрах по таблице [3, т.1, с. 378]: Td = 16 мкм.

По заданному диаметру ш38 и буквенному обозначению k основного отклонения вала в выбранной посадке по таблице, приведенной в [1, т.1, с.59], находим числовое значение основного отклонения:

нижнее отклонение ei = 2 мкм.

Второе, верхнее отклонение определяем по формуле:

es= ei+Td = 2 + 16 = 18 мкм

Записываем результат вычислений:

- нижнее отклонение ei = +2 мкм;

- верхнее отклонение es = +16 мкм.
1.2.3 Проверка правильности определения предельных отклонений путем использования таблиц с полями допусков

1.2.3.1 Предельные отклонения отверстия в ступице колеса

Условное обозначение поля допуска в ЕСДП для отверстия Н7.

Учитывая, что выбранная посадка переходная, диаметр соединения ш38, по таблицам, приведенным в [3, т.1, с.383], находим числовые значения верхнего ES и нижнего EI отклонений отверстия, для соответствующего поля допуска:

- нижнее отклонение EI = 0 мкм;

- верхнее отклонение ES = +25 мкм.

Полученные значения полностью совпадают с результатами ранее проведенных вычислений в подпункте 1.2.2.1.
1.2.3.2 Предельные отклонения вала

Условное обозначение поля допуска в ЕСДП для вала k6.

Учитывая, что выбранная посадка переходная, диаметр соединения ш38, по таблицам, приведенным в [3, т.1, с.385], находим числовые значения верхнего es и нижнего ei отклонений вала, для соответствующего поля допуска:

- нижнее отклонение ei = +2 мкм;

- верхнее отклонение es = +18 мкм.

Полученные значения полностью совпадают с результатами ранее проведенных вычислений в подпункте 1.2.2.2.


1.2.4 Построение схемы расположения полей допусков при выбранной посадке

Изображаем графически поля допусков. Для этого верхние и нижние отклонения отверстия и вала откладываем в микрометрах, используя наиболее подходящий масштаб. Номинальный размер соединения указываем в миллиметрах на векторе, условно направленном снизу вверх до нулевой линии.

1 – поле допуска отверстия; 2 – поле допуска вала.

Рисунок 2 – Схема расположения полей допусков посадки ш38 Н7/k6.
1.2.5 Определение параметров, характеризующих посадку, по известным предельным отклонениям

Выбранная переходная посадка характеризуется наибольшими значениями натяга и зазора.

Наибольший натяг Nmax определяем по следующей формуле:

Nmax = esEI = 18 – 0 = 18 мкм.

Определяем наибольший зазор Smax по формуле:

Smax = ES - ei = 25 – 2 = 23 мкм.

1.2.6 Проверка правильности определения предельных зазоров или натягов путем использования таблиц

Для выбранной посадки в системе отверстия ш38 Н7/k6 по таблице [1. т.1, с168] находим:

Nmax = 18 мкм, Nmin = - 23 мкм.

Наибольший зазор Smax = - Nmin = 23 мкм

Величины Nmax и Smax показываем на рисунке 2.
1.2.7 Допуск посадки

Допуск переходной посадки (допуск натяга TN или допуск зазора TS) определяем по двум следующим формулам:

TN= TS = Smax + Nmax = 23 + 18 = 41 мкм,

TN= TS = Smax - Smin = 23 – (-18) = 41 мкм.

1.2.8. Расчет переходной посадки на вероятность получения натягов и зазоров

Трудоемкость сборки и разборки соединений с переходными посадками, также как и характер этих посадок определяется вероятностью (частостью) получения в них натягов и зазоров.

1) Для выбранной посадки ш38 Н7/k6 определяем:

- наибольший натяг Nmax = 18 мкм;

- наименьший натяг Nmin = - 23 мкм;

- средний натяг Nс = (Nmax + Nmin) /2 = - 2,5 мкм;

- допуск отверстия TD = 25 мкм;

- допуск вала Td = 16 мкм.

2) Определяем среднее квадратичное отклонение натяга (зазора) по формуле:



3) Определяем предел интегрирования (при Ni = 0):

z = Nc / ?N = - 2,5 / 5 = - 0,5

4) По таблице [1, т.1, с14] определяем функцию Ф(z):

Ф(0,5) = 0,1915

5) Рассчитываем вероятность натяга:

Р'N = 0,5 - Ф(z) = 0,5 – 0,1915 = 0,309

Процент натягов (процент соединений с натягом)

РN = 100 · Р'N = 30,9%

Рассчитываем вероятность зазора:

Р'S = 0,5 + Ф(z) = 0,5 + 0,1915 = 0,691

Процент зазоров (процент соединений с зазором)

РS = 100 · Р'S = 69,1%

Следовательно, при сборке примерно 30,9% всех соединений (309 из 1000) будут с натягами и 69,1% соединений (691 из 1000) – с зазорами.

По табл. [1, т.1, с344] определяем для посадки Н7/k6 процент натягов РN составляет 24 – 34%. Полученный расчетом процент натягов РN соответствует табличному значению.
1.2.9 Нанесение допусков и посадок на чертежи

На сборочном чертеже посадку обозначаем ш38 Н7/k6.

На чертеже зубчатого колеса обозначаем отверстие ш38 Н7

На чертеже вала обозначаем – вал ш38 k6
1.3 Посадка полумуфты на выходной конец быстроходного вала

1.3.1 Выбор посадки

Для установки муфт на валах рекомендуют различные переходные посадки в зависимости от условий работы привода. При постоянном направлении вращения и умеренно нагруженных валах (? ? 15 МПа) полумуфты сажают на гладкие на гладкие цилиндрические концы валов по переходным посадкам типа Н7/k6, Н7/m6 [2, с299]. Для передачи вращающегося момента используют шпоночное соединение.

Выбираем посадку Н7/k6. Описание данной посадки дано в 1.2.1.

Номинальный диаметр соединения полумуфты с выходным концом быстроходного вала, составляет ш32 мм.
1.3.2 Определение предельных отклонений путем использования таблиц с полями допусков

1.3.2.1 Предельные отклонения отверстия в ступице муфты

Для отверстия в ступице муфты ш32 Н7 по таблицам, приведенным в [3, т.1, с.383], находим числовые значения верхнего ES и нижнего EI отклонений отверстия:

- нижнее отклонение EI = 0 мкм;

- верхнее отклонение ES = +25 мкм.

Определяем числовое значение допуска отверстия TD :

TD = ES - EI = 25 мкм.
1.3.2.2 Предельные отклонения вала

Для вала ш32 k6 по таблицам, приведенным в [3, т.1, с.385], находим числовые значения верхнего es и нижнего ei отклонений:

- нижнее отклонение ei = +2 мкм;

- верхнее отклонение es = +18 мкм.

Числовое значение допуска вала Td :

Td = es - ei = 16 мкм.
1.3.3 Нанесение допусков и посадок на чертежи

На сборочном чертеже посадку обозначаем ш32 Н7/k6.

На чертеже полумуфты обозначаем отверстие ш32 Н7

На чертеже вала обозначаем – вал ш32 k6
  1   2   3


Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации