Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

Криворізький технічний університет

Кафедра технології машинобудування

МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ

до виконання розрахунково-графічної роботи з дисципліни

"Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання"

для студентів напряму підготовки «Інженерна механіка» денної та заочної форми навчання.

м. Кривий Ріг

2009 р.

Укладач: А.Г.Дербас, канд. техн. наук, доц.

Відповідальний за випуск: М.В.Кіяновський, докт. техн. наук., професор

Рецензент:Д. А. Артемонова, канд. техн. наук, доц.

У методичних вказівках приведені зразки розрахунків посадок із зазором та натягом, розрахунок граничних калібрів, розрахунок та вибір посадок підшипників коченя, розрахунок розмірних ланцюгів. Наведено перелік та зміст графічної частини, а також рекомендовану літературу.

Розглянуто на засіданні кафедри технології машинобудування

Протокол № 4 від 16.02.2009 р.

Схвалено на вченій раді механіко-машинобудівного факультету

Протокол № 4 від 19.02. 2009 р

1. Загальні положення

1.1. Метою домашнього завдання є закріплення та поглиблення вивченого матеріалу, набуття навиків проектування і розрахунку різних типів з'єднувань на принципі функціонального взаємозамінювання, а також робота з довідниковою і нормативно-технічною документацією.

1.2. Вихідними даними для виконання домашнього завдання є виданий студенту бланк завдання з вказаними у ньому чисельними значеннями, необхідними для наступних розрахунків, а також тип редуктора до якого вирішуються слідуючі завдання:

- розрахунок і вибір посадок із зазором;

- розрахунок і вибір посадок з натягом;

- розрахунок граничних калібрів для контролю гладких циліндричних з`єднань;

- розрахунок та вибір посадок підшипників кочення;

- розрахунок параметрів метричної різьби;

- розрахунок складального розмірного ланцюга;-

Усі розрахунки надаються до захисту у вигляді розрахунково-пояснювальної записки обсягом до 40 сторінок на форматі А4. Першою сторінкою пояснювальної записки є завдання на домашнє завдання.

1.3. Зміст графічної частини:

- загальний вид редуктора з позначенням розмірів, з розрахованими і позначеними полями допусків і посадок;

- схема розташування полів допусків, спряжені елементи деталей із зазором та натягом у складеному виді та окремо з вказівками граничних відхилень посадочних розмірів;

- схема розташування полів допусків калібрів;

- схема розташування полів допусків підшипників кочення і виконання креслення підшипникового вузла з позначенням вибраних посадок;

- схема розташування полів допусків різьбового з'єднання та окремо болта і гайки;

- схема розмірного ланцюга.

2. Розрахунок і вибір посадок з зазором

Для рухомого з'єднання вала зубчатого колеса редуктора з вкладишем підшипника ковзання розрахувати найбільший і найменший функціональні зазори. Підібрати стандартну посадку, забезпечуючи рідинне тертя і найбільший строк дії з'єднання. Накреслити схему полів допусків вибраної посадки. Накреслити ескізи спряження деталей у вузлі та окремо з позначенням посадочних розмірів і граничних відхилень.

Приклад розрахунку.

Вихідні дані: номінальний діаметр з'єднання d=150 мм, довжина з'єднання l=180 мм, радіальне навантаження R=58,8 кН; частота обертання п_об=600 об/хв, робоча температура при найменшому зазорі t₁=70С, а при найбільшому зазорі t₂=45С. Підшипник має половинну конструкцію.

Рішення. Підшипники ковзання повинні працювати в умовах рідинного тертя, коли мастило повністю відокремлює цапфу вала від вкладиша підшипника. Для забезпечення рідинного тертя необхідно, щоб мікронерівності цапфи і вкладиша, зв'язані з шорсткістю їх поверхонь, не зачипались одна за одну, щоб шар мастила не мав розривів.

1.Визначаємо мінімальну товщу масляного шару з умов забезпечення жидкісного тертя 1:

, (2.1)

де К_ж.т. - коефіцієнт запасу надійності по товщі масляного шару;

R_ZD та R_Zd - висота нерівностей поверхні, відповідно до отвору та вала, величину якої приймаємо по табл1, мкм;

h_q0 =2-6 мкм - добавка, яка враховує відхилення умов роботи підшипника від розрахованих.

При виборі величини нерівностей поверхні з економічних міркувань бажано призначати грубіші класи шорсткості.

У нашому прикладі приймаємо 6 клас шорсткості, для якого R_ZD = R_Zd =10 мкм (табл. 1)

.

2. Визначаємо найменший функціональний зазор:

, м . (2.2)

Визначаємо значення величин, які входять до формули (2.2).

2.1. Значення коефіцієнтів k та m, які залежать від співвідношення 1/d та типу підшипника ковзання, вибираються з табл.2.

Приклад: k=0.972; m=0.972.

2.2. Питоме навантаження в з'єднані:

,Н/м², (2.3)

де R в Н, та d в м.

Н/м²

2.3. Швидкість вала по колу:

, м ; (2.4)

м/хв.

2.4.За відомими р та v обираємо для змащення підшипників марку машинного мастила згідно з рекомендаціями табл.3.

При Р=2.18·10⁶ Н/м та v = 282 м/хв по табл. 3 приймаємо мастило індустріальне 20.

2.5. Для вибраної марки мастила по табл. 4 визначаємо динамічну в'язкість мастила в Па·с при температурі 50єС.

Приклад: = (15-21)·10^-3 Па·с. Приймаємо середнє значення = 18·10^-3 Па·с.

2.6. Так як підшипник працює при температурі t₁ (мінімальний зазор) або t₂ (максимальний зазор), то необхідно табличне значення перерахувати [2]:

, (2.5)

де t - робоча температура підшипника, С

2.7. Визначаємо кутову швидкість вала

(2.6)

2.8 Підставимо значення всіх складових у формулу (2.2):

Значення необхідно вирахувати з точністю до шостого знаку після коми, щоб потім розрахований результат у метрах перевести у мікрони.

Під коренем отримуємо відмінне число, що свідчить про неможливість нормальної роботи підшипника при заданих умовах. Тому необхідно: збільшити динамічну в`язкість мастила або зменшити мінімальну товщину масляного шару за рахунок зменшення шорсткості поверхней і , або змінити одночасно обидва параметри і .

2.9 Змінюємо марку мастила на індустріальне 30, у якого , тоді:

2.10 Водночас змінюємо шорсткость поверхні підшипника і вала. Приймаємо шорсткість по 8 класу ( ==2,5 мкм).

Тоді: мкм.

2.11Визначаємо найменший функціональний зазор з новими значеннями мі і hнм.

Необхідно, щоб . У випадку не виконування нерівності або отримування під коренем знов негативного значення необхідно ще збільшити в'язкість масла або зменшити шорсткість поверхні.

3.Визначаємо найбільший функціональний зазор, при якому використаний підшипник буде сприймати задане навантаження без розрушення масляного шару:

; (2.7)

4.Вибираємо посадку для з?єднаня за розрахованими значеннями та . Для цього користуємось таблицею 1.47[4], в якій задані табличні значення та для різних посадок та різних інтервалів діаметрів від 1 мм до 500 мм. При виборі посадок необхідно додержуватися умови:

. (2.8)

Значення повинно бути не набагато більше , а значення повинно бути набагато менше , щоб забезпечити більшу величину зазору на спрацювання, що збільшить строк дії підшипника.

У першу чергу повинні вибиратися посадки у системі отвору, кращого застосування, а потім інші.

Приклад: По табл. 1.47 [4 знаходимо, що для інтервалів діаметрів 120-180 мм (в який потрапляє розраховане з'єднання 150 мм) з умови (2.8) найкраще задовольняє посадка, в якій: 150 мкм, мкм.

5. Знаходимо граничні відхилення:

для отвору 150Н7 по табл. 1.27 4 ЕS=+40 мкм; ЕI=0;

для вала 150 e7 по табл. 1.28 es = -85 мкм, eі= -125 мкм.

Тоді табличні зазори мають значення:

= EI - es = 0 - ( - 85)мкм = 85 мкм = 0,085мм;

= ES - ei = 40 - (-125) мкм = 165 мкм = 0,165мм.

6. Перевіряємо одержані зазори , , і по коефіцієнту навантаження підшипника:

, (2.9)

де Р - питоме навантаження в з'єднанні, яке визначається за формулою (2.3) .

= S/d - відносний зазор, при визначенні якого в чисельник ставимо один з трьох перевіряємих зазорів, які перевіряються.

При підставляємо в'язкість масла ₁, а при і .

Приклад:

7. Визначаємо величину відносного ексцентриситету для різних величин зазорів , , . Для цього, користуючись табл. 5, будуємо три графіки залежності між С_Rтабл та _табл..

Для кожного розрахованого значення С_{R SminT}, С_{R SmaxT}, С_{R SmaxF} будуємо окремо графік з тим розрахунком, щоб розраховане значення С_R знаходилося між двома близько розташованими табличними значеннями C_Rтаб.

Приклад: При, розраховане значення С_{R SminT} =1.298 знаходиться між табличними значеннями С_Rтабл =1,033 та 1,489, які відповідають _табл =0,5 та 0,6. Для точності побудови кривої беремо ще одне значення C_Rтабл = 0,723 при _табл = 0,4 та по трьох значеннях будуємо криву. Користуючись кривою, визначимо, що величині С_{R SminT} = 1,298 відповідає значення _SminT =0,57. Аналогічно визначаємо _SmaxT = 0,54 для С_{R SmaxT} = 1,166.

Для С_{R SmaxF} =15,919 будуємо новий графік по значеннях С_Rтабл = 8,533; 12,35 та 18,48 при відповідних значеннях _табл =0,9; 0,925; 0,95.

По кривій знаходимо, що при С_{R SmaxF} =15,919 значення _SmaxF =0,94.

Таким чином:

при С_{R SminT} = 1,298 значення _SminT = 0,57;

при С_{R SmaxT} = 1,166 значення _SmaxT = 0,54;

при С_{R SmaxF} = 15,919 значення _SmaxF = 0,94.

У випадку, коли одне з значень _розр 0,3, необхідно прийняти іншу посадку з більшим значенням табличного зазору.

8. Визначаємо дійсну товщину масляного шару при S_minT, S_maxT та S_maxF :

; (2.10)

9. Визначаємо коефіцієнт запасу надійності по товщі масляного шару:

; (2.11)

;

10. Визначаємо величину запасу зазору на спрацьованість:

; (2.12)

.

11. Визначаємо коефіцієнт запасу точності вибраної посадки:

; (2.13)

12. Висновок про остаточно вибрану посадку, шорсткість поверхні та марку масла.

3. Розрахунок та вибір посадок з натягом

Для нерухомого з'єднання вінця зубчастого колеса з ступицею розрахувати найбільший та найменший натяги і підібрати стандартну посадку, яка забезпечує нерухомість з'єднання і міцність деталей, які з?єднуються [1]. Побудувати схему полів допусків вибраної посадки. Накреслити ескізи з'єднань разом та окремо елементів деталей з вказівкою на посадові розміри та граничні відхилення.

Приклад розрахунку:

Вихідні дані:

- номінальний діаметр з'єднання d=270 мм,

- довжина з'єднання l=110 мм ,

- осьове навантаження на з'єднання p=131кН.

- деталі виготовлені зі сталі 45.

- робоча температура з'єднання t=70?С.

Рішення:

1. Визначаємо найменший розрахунковий натяг з умов забезпечення нерухомості з'єднання.

1.1.При осьовому навантаженні силою Р, кн.

. (3.1)

1.2.При навантаженні крутнім моментом М, кн*м.

. (3.2)

1.3. При одночасній дії осьової сили та крутнього моменту:

, (3.3)

де d та l - відповідно діаметр та довжина з'єднання;

та - коефіцієнти тертя, відповідно до подовжнього та обертаючого зміщення деталей, які визначаються по таблиці 6;

та - коефіцієнти, які враховують конструкцію охоплюючої та охопленої деталей.;

та - модулі пружності матеріалу, відповідно до охоплюючої та охопленої деталі, кПа, визначаються по табл.7.

Засіб з'єднання вибирається студентом самостійно.

Значення коефіцієнтів та визначаємо за формулами:

(3.4)

де - внутрішній діаметр охопленої деталі (ступиця) мм;

- зовнішній діаметр охоплюючої деталі (вінця).

Для зубчастого вінця дорівнює діаметру впадин зубів та визначається за формулою:

, (3.5)

де - нормальний модуль зубчатого колеса, мм;

Z - число зубів зубчатого колеса;

в - кут нахилу зубів, град;

та - коефіцієнти Пуассона матеріалів, відповідно до охоплюючої деталі та деталі, яка охоплюється вибираються по табл.7.

Внутрішній діаметр ступиці () розраховується в залежності від конструкції зубчастого колеса. Для цього визнається товщина обода ступиці за формулою:

,

де - заданий діаметр з'єднання з натягом, мм;

- заданий діаметр з'єднання з зазором, мм.

Якщо розрахована величина товщини ступиці менше 100мм, то величина внутрішнього діаметру ступиці визначається за формулою:

.

Якщо величина Д більше 100мм, то ступицю необхідно полегшити шляхом вибірки і величина внутрішнього діаметру ступиці визначається за формулою:

, мм.

Так, у нашому прикладі:

;

Приклад: приймаємо, що зборка з'єднання буде здійснюватись з нагрівом без змазки обхоплюючої деталі. Тоді по табл. 6 визначимо . По табл.7. знаходимо для сталі 45 МПа, .

Так як в формулах(3.1, 3.2 та 3.3) модуль пружності Е в кПа, а в табл.7. Е в МПа. то переводимо

Значення коефіцієнтів:

; .

Підставляючи значення величин у формулу (3.1), одержуємо:

.

2. Визначаємо найбільший натяг, який допускається виходячи з міцності деталей з'єднання.

1.1. Обхоплюючу деталь (вінця) розраховуємо за формулою:

. (3.6)

2.2. Для обхопленої деталі (ступиці)

, (3.7)

де , - границя текучості матеріалу вінця та ступиці у МПа;

- у м, у мПа;

- поправка на збільшення тиску в торцях деталей, знаходиться по графіку на рис. 1.68 [4].

З двох розрахованих за формулами (3.6, 3.7) натягів для вибору посадок приймаємо менше значення, при якому будуть забезпечені умови міцності обох деталей, які сполучуються.

Приклад:

Отже посадку необхідно визначити по допустимому натягу для обхоплюючої деталі, тобто по натягу =421мкм.

3.Визначаємо найменший та найбільший натяг посадки, враховуючи поправки на зім'яття мікронерівностей (шорсткості) Uс та на розрізнення температур збирання та робочої з'єднання .

3.1. Найменший натяг посадки :

. (3.8)

3.2. Найбільший натяг посадки:

. (3.9)

3.3. Визначаємо величину зім'яття нерівностей:

, (3.10)

а для матеріалів з однаковими механічними властивостями:

, (3.11)

де - коефіцієнти, які враховують величину зім'яття нерівностей поверхні, відповідно до отвору та вала і визначаються по табл. 14;

і - висота нерівностей поверхні, відповідно до отвору та вала і визначається по табл.1.

Приклад: приймаємо 7 клас шорсткості для отвору та вала, тоді по табл.1.

.

3.4. Визначаємо поправку на розрізнення температур збирання та робочого з'єднання:

, (3.12)

де - коефіцієнти лінійного розширення матеріалу, відповідно до вінця та ступиці, мм/мм°С, які вибираються по табл.7;

та - робоча температура деталей з'єднання, яка вказується у вихідних даних; t = 20^о - температура при збиранні.

Приклад:

3.5. Визначаємо найбільший та найменший натяги посадки за формулами (3.8) та (3.9) :

мкм;

мкм.

4. За розрахованими найменшим та найбільшим натягами вибираємо стандартну посадку з'єднання, використовуючи умови:

. (3.13)

По табл. 1. 49 [4] вибираємо стандартну посадку для інтервалу розмірів, куди входить номінальний діаметр з'єднання.

Приклад: Для інтервалу розмірів від 250 до 280 мм, куди входить Ш270 мм. вимаганням нерівності (3.13) задовольняють посадки Ш і Ш.

Так як посадка відноситься до числа кращого використання (у неї більша величина мінімального табличного натягу мкм в порівнянні з мкм у посадки ,що поліпшує умови нерухомості деталей), то вибираємо посадку Ш.

5. Знаходимо граничні відхилення деталей з'єднання і величину табличних натягів: для отвору Ш270 Н7 по табл. 1. 27 [4]

ES=+52 мкм; EJ=0,

і для вала Ш270 S6 по табл. 1.50 [4]

es=+190 мкм; ei=+158 мкм.

= ei - ES =158 -52 = 106 мкм

= es - EJ= 190 - 0 =190 мкм

6. Визначаємо дійсні натяги посадки, враховуючи та

. (3.14)

Приклад:

;

7. Перевіряємо нерухомість деталей, які сполучаються при найменшому дійсному натягу та їх міцність при дійсному найбільшому натягу, що забезпечується при умові

7.1. Нерухомість з'єднання визначається за формулою:

. (3.15)

7.2. Міцність вінця визначається за формулою:

. (3.16)

7.3. Міцність ступиці визначається за формулою:

. (3.17)

Треба звернути увагу на те, що в формулі (3.15) та у кПа, а у формулах (3.16) та (3.17) та у МПа.

Приклад:

7.1.1.

Умова нерухомості з'єднання виконується при коефіцієнті запасу нерухомості 2.6.

7.2.1.

Умова нерухомості вінця виконується при коефіцієнті запасу міцності 2.3.

7.3.1.

Умова міцності ступиці виконується при коефіцієнті запасу міцності 9.

При перевірці може виявитися, що для вибраної посадки не виконується одна з умов. Для цього треба змінити один з параметрів вихідних даних (,матеріал деталей), який вказаний в індивідуальному завданні.

8. Висновок про вибрану посадку та клас шорсткості поверхонь деталей з'єднання з натягом.

4. Розрахунок граничних калібрів

Для контролю посадочнихих розмірів з'єднання із зазором або з натягом (вказано в завданні) розрахувати виконавчі розміри робочих та контрольних калібрів і розміри нових калібрів. Побудувати схеми розташування полів допуску деталей і калібрів.

Приклад розрахунку:

Вихідні дані: Розрахувати розміри калібрів для з'єднання із зазором Ш

Рішення.

1. Визначаємо граничні розміри отвору та вала.

Приклад:

2. По табл. 8 знаходимо значення допусків та відхилень калібрів в залежності від розмірів і квалітету:

Н - допуск на прохідну та непрохідну робочі пробки;

- допуск на прохідну та непрохідну скоби;

- допуск на будь-який контрольний калібр;

Z - відхилення середини поля допуску прохідної робочої пробки від найменшого розміру отвору;

- відхилення середини поля допуску прохідної робочої скоби від найбільшого розміру вала;

- границя зносу прохідної робочої пробки від найменшого розміру отвору;

- границя зносу прохідної робочої скоби від найбільшого розміру вала;

- для калібрів вище 180мм величина компенсації похибки контролю отвору;

- для калібрів вище 180мм величина компенсації похибки контролю вала. Приклад:

Для заданої посадки Ш

3.Будуємо загальну схему полів допусків деталей та калібрів. Схему

рекомендується будувати на міліметровому папері дотримуючись масштабу по вертикалі.

Спочатку проводять нульову лінію, яка відповідає номінальному діаметру з'єднання, позначенному в мм. Далі визначають положення нульових ліній для прохідної та зношеної сторони калібрів шляхом відхилень Z і і . На нульових лініях прохідної та непрохідної сторони будуємо однакові по величині поля допусків прохідного та непрохідного калібру так, щоб нульова лінія ділила поле допуску на 2 рівних частини по висоті.

Нульові лінії робочої прохідної та непрохідною сторони скоби являються нульовими лініями контрольних калібрів прохідної та непрохідної сторін. Границя зносу прохідної сторони скоби є нульовою лінією контрольного калібру для визначення допустимого зносу прохідної сторони скоби.

4. Визначаємо найбільш допустимі розміри на виготовлення робочих прохідної та непрохідної пробок, а також розмір зношеної пробки. При розрахунках числа наближають до величини цілого або О.5 мкм в бік зменшення допуску на деталь. При цьому допуск на калібр зберігається по своїй величині.

Приклад:

;

Виконавчі розміри пробок дорівнюють найбільшим їх розмірам з допуском на виготовлення.

Приклад:

;

5. Визначаємо найменші допустимі розміри на виготовлення робочих прохідної та непрохідної скоб, а також розмір зношеної скоби.

Приклад:

;

Виконавчі розміри скоб дорівнюють найменшим їх розмірам з допуском на виготовлення.

Приклад:

;

6. Визначаємо найбільші розміри, які допускаються на виготовлення контрольних калібрів для скоб прохідної, непрохідної та зношеної.

Приклад:

;

Виконавчі розміри контрольних калібрів дорівнюють найбільшим їх розмірам з допуском на виготовлення.

Приклад:

;

5. Розрахунок та вибір посадок підшипників кочення

Для підшипників, які служать підтримкою ведучої вал-шестерні редуктора (мал. 1, 2, 3, 4, 5) розрахувати та вибрати посадки внутрішнього кільця на вал та зовнішнього кільця у корпус. Зробити перевірку посадового зазору по найбільшому натягу вибраної посадки. Накреслити схеми розташування полів допуску вибраних посадок та виконати креслення підшипникового вузла із зазначенням посадочних розмірів.

Приклад розрахунку:

Вихідні дані: підшипник 6-46312, посаджений на стальний вал та в чавунний корпус. Радіальне навантаження R=11кН, осьове А=3,6кН. Внутрішнє кільце підшипника навантажене ціркуляційно, зовнішнє-місцевим навантаженням з сильними ударами та вібраціями, можливе перевантаження 300%. Корпус редактора нерозґємний.

Рішення:

1. Визначаємо основні геометричні розміри підшипника по таблицях технічних характеристик [6, 7, 8, 9]. Підшипник 6-46312 виконаний по шостому класу точності, радіально - упорний, середньої серії. Основні параметри:

Д=60 мм - номінальний діаметр внутрішнього кільця;

d=130 мм - номінальний діаметр зовнішнього кільця;

В=31 мм = ширина кілець підшипника;

r=3,5 мм - радіус кромок внутрішнього кільця;

в=26 ? - кут контакту тіл кочення з доріжкою кочення.

Характер сполучення підшипника з валом та корпусом залежить від умов його експлуатації, від величини і характеру навантаження кілець. Місцево навантажені кільця повинні мати посадку із зазором чи перехідну. Коливально-навантажувальні кільця повинні мати перехідну посадку. В даних схемах усіх редукторів внутрішні кільця підшипників мають характер циркуляційного навантаження, а зовнішні кільця - місцевого навантаження.

При циркуляційному навантаженні кілець підшипників посадки вибираються по величині інтенсивності радіального навантаження на посадочну поверхню по таблиці 9. Вибір посадок для місцево навантажених кілець робимо по таблиці 10.

1. Визначаємо інтенсивність навантаження на посадочну поверхню внутрішнього кільця за формулою:

. (5.1)

Приклад: Знаходимо значення величин, які входять у формулу (5.1):

R - радіальне навантаження, R=11кН=11000 Н;

b -робоча ширина посадочного місця; b=B-2*r=31-2*3,5=24 мм;

Кп - динамічний коефіцієнт посадки, Кп=1,8.

При навантаженні 180%, помірних поштовхах та вібрації Кп=1, при навантаженні 300%, сильних ударах та вібрації Кп=1,8.

За умовами вихідних даних приймаємо:

F - коефіцієнт, враховуючий ступінь послаблення посадочного натягу при порожньому валі. При суцільному валі F=1.

FA - коефіцієнт нерівності радіального навантаження при дії осьового навантаження А на опору. При відсутності осьового навантаження, а також в = 0 приймаємо FA=1.

Значення FA, які залежать від величини (A/B)*ctgв приведені у табл. 11.

У прикладі:

(A/B)*ctgв= і FA=1,6.

Підставивши чисельні значення у формулу (5.1), маємо:

.

3. Вибираємо посадки внутрішнього та зовнішнього кілець підшипників.

Приклад:

Для діаметру внутрішнього кільця Д=60 мм та розрахованої інтенсивності навантаження PR=1320 Н/мм по таблиці 9 вибираємо посадку на вал Ш 60 к6.

Для посадочного діаметра зовнішнього кільця d=130 мм при нероз'ємному корпусі редуктора та навантаження з сильними ударами і вібрацією по табл. 10 вибираємо посадку в корпус Ш130 Н7.

4.Визначаємо найбільший та найменший граничні зазори та натяги при посадці внутрішнього кільця підшипника на вал, а також граничні натяги та зазори при посадці зовнішнього кільця у корпус редуктора. Для цього визначаємо граничні відхилення: для внутрішнього та зовнішнього діаметрів підшипника по табл. [5]; для вала і отвору корпуса по таблицях [4].

Приклад: Величини граничних відхилень дорівнюють: для внутрішнього діаметру підшипника Ш60 по табл. 4.82 [5].

ES=0, EJ= -12 мкм;

для зовнішнього діаметра підшипника Ш 130 по табл. 4.83 [5]

es=0, ei= -15 мкм;

для вала Ш60к6 по табл. 1.29 [4]

es= +21, ei= +2 мкм;

для отвору Ш 130Н7 по табл. 1.27 [4]

ES= +40, EJ= 0 мкм;

У з'єднанні підшипник-вал натяги дорівнюють:

;

У з'єднанні підшипника - корпус зазори дорівнюють:

;

5 .Визначаємо посадовий радіальний зазор між кільцями та тілами кочення у підшипнику при вибраній посадці:

, (5.2)

де - середнє значення початкового радіального зазору, який визначається як середнє арифметичне значення з найбільшого і найменшого початкових радіальних, які взяті з табл. 12.

, (5.3)

посадка натяг калібр підшипник

- діаметральна деформація бігової доріжки кільця після посадок його на вал з натягом, визначається за формулою:

, (5.4)

де D- номінальний діаметр внутрішнього кільця, мм;

d- номінальний діаметр зовнішнього кільця, мм;

- максимальний табличний натяг вибраної посадки внутрішнього кільця на вал, мкм.

Приклад: по табл. 12 для Ш60 мм:

;

За формулою (5.2) визначаємо посадочний зазор:

.

Визначене додатне значення посадочного зазору свідчить про те, що між тілами кочення та біговими доріжками є зазор. Значить вибрана посадка підшипника на вал задовільнює експлуатаційним потребам.

Якщо одержуємо від'ємне значення посадочного зазору (Sпос<0 ), що свідчить про те, що між тілами кочення та біговими доріжками є натяг. Це недопустимо, так як будемо мати заклинювання тіл кочення. Для виключення заклинювання необхідно вибрати іншу посадку підшипника на вал з меншими граничними відхиленнями вала.

6. Розрахунок параметрів метричної різьби

На мал. 1, 2, 3, 4, 5 кришки підшипників закріплюються з корпусом редуктора болтовим з'єднанням. Гайкою служить гніздо у корпусі редуктора, тому далі умовно його називаємо "гайка”.

Додержуючись вихідних даних, необхідно визначити номінальні значення всіх трьох діаметрів різьби болта і гайки. Визначити їх граничні відхилення, а потім визначити граничні розміри діаметрів різьби болта і гайки. У графічній частині виконати графічне зображення полів допусків з позначенням усіх розрахованих параметрів різьби болта і гайки окремо, а також виконати схему з'єднання болта та гайки з позначенням допусків усіх діаметрів.

Приклад розрахунку:

Вихідні дані: розрахувати параметри різьби .

Рішення:

М - метрична різьба;

36 - номінальний діаметр різьби, d , мм;

1-крок різьби Р, мм;

7Н - поле допуску середнього () та внутрішнього () діаметрів гайки;

7q - поле допуску середнього діаметру болта ;

6q - поле допуску зовнішнього діаметру болта Td.

1. Визначаємо номінальні значення діаметрів різьби болта та гайки по табл. 4.24 [5]:

зовнішній D= d =36мм;

середній = = d-1+0,350=36-1+0,350=35,350мм;

(для кроку різьби P=1мм);

внутрішній = = d-2+0,918=36-2+0,918=34,918 мм.

2. По табл.4.29 [5], в залежності від кроку, номінального діаметру різьби та заданого поля допуску визначаємо граничні відхилення:

для = 35,35 мм з полем допуску 7q;

верхнє: -26 мкм; нижнє: - 186мкм;

для d= 36мм з полем допуску 6q;

верхнє: -26 мкм; нижнє: - 206 мкм;

для =35,35мкм з полем допуску 7Н;

верхнє: +212 мкм; нижнє:0;

для D =36 мм - не нормується;

для =34,918 мм з полем допуску 7Н;

верхнє:+300мкм, нижнє:0.

Для та граничні відхилення не нормуються.

3. Визначаємо граничні розміри та величини допусків у мм

болта:

гайки:

Результати розрахунків заносимо до таблиці 13.

7. Розрахунок розмірних ланцюгів

Для розмірного ланцюга, занесеного на загальний вид редуктора, розрахувати допуски на лінійні розміри складових кілець, які б забезпечували сумісність центрів зубчастих коліс з точністю, заданою у вигляді допуску замикаючого кільця. Побудувати схему розмірного ланцюга з умовним позначенням кілець та привести в таблиці значення номінальних розмірів і допусків складових кілець, визначених засобом одного квалітету.

Приклад: Для редуктора №3 розрахувати допуски на лінійні розміри, які забезпечують суміщення центрів коліс з точністю .

Рішення.

7.1. Переносимо з креслення загального виду редуктора задану схему розмірного ланцюга в маштабі й визначаємо номінальні розміри складових кілець.

Схема розмірного ланцюга.

Розміри дорівнюють ширині кілець підшипника кочення. Для зада-ного підшипника 0-46312 в=31 мм.

Тому номінальні розміри мм.

Розміри за завданням.

Тому номінальні розміри мм.

Номінальні розміри мм.

Розміри відповідають висоті бурта h, яка визначається по табл. 8.1 в залежності від зовнішнього діаметра зовнішнього кільця підшипника кочення.

Таблиця 7.1

d,мм	до 85	>85 до 125	>125 до 200	>125 до 260
Мм	4	5	6	8

Для підшипника 0-46312 діаметр d =130 мм, для якого h=6 (по табл 8. 1) Тому номінальні розміри мм. Визначаємо номінальній розмір

мм.

7.2. Визначаємо збільшуючи та зменшуючі кільця .

-збільшуюче кільце: - кількість збільшуючих кілець.

- зменшуючі кільця;

m=7- кількість зменшуючих кілець.

7.3. Визначаємо граничні розміри замикаючого кільця

;

7.4.Визначаємо допуск замикаючого кільця

мм.

7.5. Визначаємо середню кількість одиниць допуску для n збільшуючих та m зменшуючих кілець

.

Для кожного складового кільця визначаємо одиницю допуску по табл. 7. 2

Таблиця 7.2

Інтервали розмірів, мм	До 3	>3 до 6	>6 до 10	> 10 до 18	>18 до 30	>30 до 50	> 50 до 80	> 80 до120	>120 до 180	>180 до 250	> 250 до 315	> 315 до 400	> 400 до 500
i	0,55	0,73	0,9	1,08	1,31	1,56	1,86	2,17	2,52	2,89	3,22	3,54	3,84

, ,

, ,

, ,

, , .

Для ширини кільця підшипника одиницю допуску не визначаємо, так як клас точності підшипника заданий і по табл. 4.82 [5], визначаємо поле допуску на ширину кільця мкм, яку необхідно відняти від допуску вихідного кільця:

.

7. 6. Визначаємо середній для всіх кілець квалітет по розрахованому значенню , для чого скористаємось табл. 7.3.

Таблиця 7.3

	7	10	16	25	40	64	100	160	250	400	640	1000
квалітет	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15	16

- кількість одиниць допуску.

Відповідно до даних табл. 7.3. середньому значенню відповідає 12-13 квалітет. Тому частину розміру треба брати по 12 квалітету і частину по 13 квалітету.

7.7. По знайденому квалітету вибираємо допуски, на складові кільця з табл. 1.8 [4]. Кільцям і призначаємо 12 квалітет, а іншим кільцям 13 квалітет.

Таким чином :

7.8. Перевіряємо вірність призначених допусків за рівнянням:

; .

1900 = 1900

Похибка допускається у межах 10%. Тобто допуски призначено вірно.

7. 9. Результати розрахунків заносимо до табл.7. 4.

7.10. Призначення граничних відхилень усіх складових кілець. При цьому допуск на розмір обхоплюючої деталі () призначаємо симетричний з полем допуску Js12. Допуски на розміри охоплюємих деталей () призначаємо з полем допуску h12(13), окрім одного кільця, яке називається залежним. Номінальний розмір залежного кільця позначається . У нашому прикладі залежним призначаємо розмір . Визначаємо середину поля допуску залежного кільця.

Таблиця 7.4

Визначення кільця	Номінальний розмір	Одиниця допуску	Поле допуску	Допуск, Т, мкм	Координаті середини поля допуску	Граничні відхилення, мкм
						Верхнє Es	Нижнє Ei
	206	2,89	Js12	460	0	+230	-230
	6	0,73	h13	180	-90	0	-180
	31	-	h	120	-60	0	-120
	11	1,08	h13	270	-135	0	-270
	55	1,86	h12	300	-150	0	-300
	11	1,08	h13	270	+585	+720	+450
	31	-	h	120	-60	0	-120
	6	0,73	h13	180	-90	0	-180
	55	-		1900	0	+950	-950
	-	8,37	-	1900	-	-	-

Визначаємо верхнє граничне відхилення залежного кільця:

.

Визначаємо ніжне граничне відхилення залежного кільця:

.

11. Перевірка вірності визначення граничних відхилень:

+950=+230-(-180-120-270-300+450-120-180)

+950=+950;

Розрахунок виконаний вірно.

8. Виконання графічної частини

8.1. На кресленнях з'єднань із зазором та натягом виконати у масштабі схему розташування полів допусків з позначенням граничних відхилень, граничних розмірів та граничних зазорів або натягів. На ескізах сполучаємих елементів отвору, вала і з'єднання вказати посадочні розміри з чисельними значеннями граничних відхилень.

8.2. На кресленні посадки підшипника кочення зробити схему розташування полів допусків для посадочних розмірів по внутрішньому та зовнішньому кільцях підшипників з позначанням граничних відхилень та граничних зазорів або натягів. На ескізі підшипникового вузла вказати вибрані посадки.

8.3. На кресленні по різьбовому з'єднанню зробити схему розташування полів допусків окремо для гайки, болта та різьбового з'єднання. На перших двох позначити номінальні та граничні діаметри, а на третьому -поля допусків на нормовані діаметри.

Література

1. Якушев А.І. Взаімозамінювання, стандартизація і технічні вимірювання. Машинобудування 1979, 1987.

2. Зяброва Н.Н., Шегал М.Я. Збірник задач та прикладів з курсу «Основи взаємозамінювання та технічні вимірювання». Машгіз 1963.

3. Анур?єв В.І. Довідник конструктора-машинобудівника. 5 видання Машинобудув, 1979 т.1.

4. Допуски і посадки. Довідник. Під редакцією В.Д. Мягкова.5 вид. машинобудів. 1982, т.1.

5. Допуски і посадки. Довідник. Під ред. В.Д. Мягкова, 5-е изд. Машиностроение, 1982

6. Мягков В.Д. Скорочений довідник конструктора, 2 вид. Машинобудув, 1975.

7. Деталі машин. Атлас конструкцій. Під ред. проф. Д.Н. Решетова. Машгіз, 1979.

8. Бейзельман Р.Д. Підшипники коченя. Довідник. Машинобуд. 1978.

9. Цехнович Л.І., Петриненко І.П. Атлас конструкцій редукторів. Київ. Вища школа, 1979.

Додатки

Таблиця 1

Висота нерівностей профілю Rz, при класах шорсткости
4	5	6	7	8	9	10	11	12
40,0	20,0	10,0	5,0	2,5	1,25	0,63	0,32	0,16

Таблиця 2

	К	m
	Повний підшипник	Половинний підшипник	Повний підшипник	Половинний підшипник
0,4	0,255	0,409	0,356	0,641
0,5	0,355	0,533	0,472	0,2
0,6	0,452	0,638	0,568	0,893
0,7	0,539	0,723	0,634	0,948
0,8	0,623	0,792	0,698	0,972
0,9	0,690	0,849	0,705	0,976
1,0	0,760	0,895	0,760	0,963
1,1	0,823	0,932	0,823	0,942
1,2	0,880	0,972	0,880	0,972

Таблиця 3

Питоме навантаження	Окружна швидкість, м/мин	Рекомендоана марка масла
до 0,5	до 30	індустріальне 12
	свыше 30	для високошвидкісних механізмів Л (велонт)
	до 20	індустріальне 45
	2050	індустріальне 30
	свыше 50	індустріальне 15
6,515	до 20	автотракторне АК-15, циліндрове 11
	2050	індустріальне 45, автотракторне АК-10
	свыше 50	індустріальне 45 или 30.

Таблиця 4

Марка масла	Динамічна в?язкість, при 50°С
Для високошвидкісних механізмів
Л (велосит)	4,55,7
Індустріальне: 12	913
20	1521
30	2430
45	3437
Автотракторне: АК-10	5056
АК-15	7585
Циліндрове 11	4868

Таблиця 5

	Коефіцієнт навантаженності при
	0,3	0.4	0.5	0.6	0.65	0.7	0.75
0,4	0,0893	0.141	0.216	0.339	0.431	0.573	0.776
0,5	0.133	0.209	0.317	0.493	0.622	0.819	1.098
0,6	0.182	0.283	0.427	0.655	0.819	1.070	1.418
0,7	0.234	0.361	0.538	0.816	1.014	1.312	1.720
0,8	0.287	0.439	0.647	0.972	1.199	1.538	1.965
0,9	0.339	0.515	0.754	1.118	1.371	1.745	2.248
1,0	0.391	0.589	0.853	1.253	1.528	1.929	2.469
1,1	0.440	0.658	0.947	1.377	1.669	2.097	2.664
1,2	0.487	0.723	1.033	1.489	1.796	2.247	2.838
1,3	0.529	0.784	1.111	1.590	1.912	2.379	2.990
1,5	0.610	0.891	1.248	1.763	2.099	2.600	3.242
	Коефіцієнт навантаженності при
	0,8	0.85	0.9	0.925	0.95	0.975	0.99
0,4	1,079	1,775	3,195	5,055	8,393	21,00	65,26
0,5	1,572	2,428	4,261	6,615	10,706	25,62	75,86
0,6	2,001	3,036	5,214	7,956	12,64	29,17	83,21
0,7	2,359	3,580	6,029	9,072	14,14	31,88	88,90
0,8	2,754	4,053	6,721	9,992	15,37	33,99	92,89
0,9	3,067	4,459	7,294	10,753	16,37	35,66	96,35
1,0	3,372	4,808	7,772	11,38	17,17	37,00	89,95
1,1	3,580	5,106	8,136	11,91	17,86	38,12	101,115
1,2	3,787	3,364	8,533	12,35	18,43	39,04	102,90
1,3	3,968	5,586	8,831	12,78	18,91	39,82	104,42
1,5	4,266	5,947	9,304	13,34	19,68	41,07	106,84

Таблиця 6

змазка	Спосіб з?єднання деталей
	під пресом	з нагріванням	с охлаждением
	машине масло	без змазки	машинне масло	без змазки	без змазки
	Деталь зі сталі з?єднується з деталлю з
	сталі	чавуну	кольоровогосплаву	сталі	Сталі	чавуну, кольорового сплаву	сталі	чавуну, кольорового сплаву
коеф. тертя		0,06-0,22	0,07-0,12	0,03-0,10	0,06-0,12	0,35-0,40	0,10-0,18	0,35-0,40	0,13-0,25
		0,05-0,17	0,07-0,12	0,03-0,10	0,08-0,19	0,35-0,40	0,05-0,14	0,35-0,40	0,07-0,16

Таблиця 7

Матеріал	Модуль пружності Е, Мпа	Коефіцієнт Пуассона	Коефіцієнт лінійного розширения ,	Переділ текучесті ,МПа
сталь 25				274
сталь 30				294
сталь 35				314
сталь 40				333
сталь 45				354
сталь 50				370
Чугуны, чугунное литьё		0,25		274
Бронзы		0,35		392
Латуни		0,38		343

Таблиця 9

	Припустимі значення , Н/мм
Внутрішній діаметр d, мм	посадки на вал
понад	до	Js 6	k6	m 6	n 6
18	80	до 300	300-1350	1350-1600	1600-3000
80	180	до 600	600-2000	2000-2500	2500-4000
180	360	до 700	700-3000	3000-3500	3500-6000
360	630	до 900	900-3500	3500-4500	4500-8000

Таблиця 10

Зовнішній диаметр, d, мм	Посадка в корпусі
понад	до	нероз?ємний	раз?ємний
Навантаження спокійне або з помірними поштовхами та вібрацією
-	80	H 7	H 7
80	260	G 7
260	500
500	1600	F 8
Нагрузка ударами вібрацією
-	80	Js 7	Js 7
80	260	H 7
260	500
500	1600

Таблиця 11

понад	до
-	0,2	1,0
0,2	0,4	1,2
0,4	0,6	1,4
0,6	1,0	1,6
1,0	-	2,0

Таблиця 12

Подобные документы

• Електромеханічне обладнання важкого магістрального конвеєру СК-2 ВАТ "ПівдГЗК"

  Характеристика електромеханічної системи та вибір електрообладнання. Вимоги до електроприводу. Розрахунок потужності та вибір електродвигуна. Вибір редуктора. Розрахунок роторного випрямляча. Розрахунок вентилів інвертора. Розрахунок регулятора струму.
  
  дипломная работа [2,6 M], добавлен 17.08.2016
  

• Розрахунок навантажень і вибір елементів електричного двигуна

  Вибір напівпровідникового перетворювача, розрахунок параметрів силового каналу вантажопідйомного візка. Вибір електричного двигуна та трансформатора. Розрахунок статичних потужностей механізму, керованого перетворювача, параметрів механічної передачі.
  
  курсовая работа [1,3 M], добавлен 01.03.2013
  

• Вибір та розрахунок параметрів електродвигуна

  Розрахунок і вибір тиристорного перетворювача. Вибір згладжуючого реактора та трансформатора. Побудова механічних характеристик. Моделювання роботи двигуна. Застосування асинхронного двигуна з фазним ротором. Керування реверсивним асинхронним двигуном.
  
  курсовая работа [493,7 K], добавлен 11.04.2013
  

• Розрахунок штучного освітлення корпусу

  Вибір джерел світла і світильників. Розрахунок адміністративного приміщення. Вибір схеми мережі і напруги живлення. Розмітка плану електроосвітлювальної мережі. Розрахунок кількості світильників, їх розташування. Вибір проводів і спосіб їх прокладки.
  
  реферат [1,8 M], добавлен 25.08.2012
  

• Розрахунок параметрів і вибір елементів тиристорних електроприводів постійного струму

  Розрахунок параметрів силового трансформатора, тиристорів та уставок захисної апаратури. Переваги та недоліки тиристорних перетворювачів. Вибір електродвигуна постійного струму і складання функціональної схеми ЛПП, таблиці істинності і параметрів дроселя.
  
  курсовая работа [374,8 K], добавлен 25.12.2010
  

• Розрахунок характеристик електромагніта постійного струму з зовнішнім якорем, що притягується

  Розрахунок магнітних провідностей: робочого та неробочого зазору. Розрахунок питомої магнітної провідності розсіювання, тягових сил. Складання схеми заміщення та розрахунок параметрів. Алгоритм розрахунку розгалуженого магнітного кола електромагніта.
  
  курсовая работа [46,3 K], добавлен 29.09.2011
  

• Розрахунок схеми електропостачання групи цехів

  Огляд сучасного стану енергетики України. Розробка системи електропостачання підприємства. Розрахунок графіків електричних навантажень цехів. Вибір компенсуючих пристроїв, трансформаторів. Розрахунок струмів короткого замикання. Вибір живлячих мереж.
  
  курсовая работа [470,0 K], добавлен 14.11.2014
  

• Електропостачання дільниці №2 енергоцеху ДП заводу "Електроважмаш"

  Характеристика електрообладнання об’єкта, розрахунок параметрів електричного освітлення. Вибір схеми електропостачання та його обґрунтування, розрахунок навантажень. Вибір числа і типу силових трансформаторів. Параметри зони захисту від блискавки.
  
  курсовая работа [66,4 K], добавлен 17.02.2014
  

• Розрахунок силового трифазного двохобмоткового масляного трансформатора

  Конструктивна схема трансформатора. Конструкція магнітної системи та вибір конструкції магнітопроводу. Розрахунок обмоток трансформатора, втрат короткого замикання, тепловий розрахунок і розрахунок систем охолодження. Визначення маси основних матеріалів.
  
  курсовая работа [1,7 M], добавлен 31.05.2010
  

• Розробка оптимальної системи електропостачання термічного цеху

  Вибір оптимальної схеми цехової силової мережі, розрахунок електричних навантажень, вибір кількості та потужності трансформаторів цехової підстанції. Вибір перерізу провідників напругою понад і до 1 кВ, розрахунок струмів короткого замикання і заземлення.
  
  курсовая работа [844,7 K], добавлен 12.03.2015
  

• Розрахунок гідроприводу

  Розрахунок потужності і подачі насосу, вибір розподільників та фільтра. Застосування гідравліки у верстатах із звертально-поступальним рухом робочого органа. Втрата тиску в системі. Тепловий розрахунок гідросистеми, визначення об'єму бака робочої рідини.
  
  курсовая работа [169,3 K], добавлен 26.10.2011
  

• Розрахунок електричної частини ТЕС 1300 МВт

  Вибір генераторів та силових трансформаторів. Техніко-економічне порівняння варіантів схем проектованої електростанції. Розрахунок струмів короткого замикання та захисного заземлення. Конструкція розподільчого пристрою. Вибір теплотехнічного устаткування.
  
  дипломная работа [319,7 K], добавлен 08.04.2015
  

• Підвищення надійності електропостачання ферми ВРХ

  Визначення навантаження на вводах в приміщеннях і по об’єктах в цілому. Розрахунок допустимих витрат напруги. Вибір кількості та потужності силових трансформаторів. Розрахунок струмів однофазного короткого замикання. Вибір вимикача навантаження.
  
  дипломная работа [150,2 K], добавлен 07.06.2014
  

• Електричний розрахунок освітлювальних мереж

  Розрахунок на мінімум розхідного матеріалу заданої мережі, розробка її схеми, визначення моменту навантаження на кожній ділянці схеми. Вибір стандартної величини перерізу кабелю головної ділянки. Розрахунок фактичних утрат напруги, перевірка перерізів.
  
  практическая работа [121,4 K], добавлен 26.06.2010
  

• Електрифікація технологічних процесів на фермі по відгодівлі ВРХ на 400 голів в ДП ДГ "Елітне" ІР УААН Харківського району Харківської області

  Технологічна схема приготування та роздачі кормів. Вибір комутаційних та захисних апаратів. Розрахунок і вибір внутрішніх проводок. Підрахунок електричних навантажень. Вибір джерела живлення. Вибір параметрів електродвигуна для штангових транспортерів.
  
  дипломная работа [926,6 K], добавлен 08.03.2012
  

• Розрахунок електричного обладнання у житловому будинку

  Світлотехнічний розрахунок електричного освітлення за допомогою програми DIALux. Прилади електрообладнання житлового будинку, електричний водонагрівник, вентиляційне обладнання. Розрахунок та вибір установок для водопостачання, засобів автоматизації.
  
  дипломная работа [192,3 K], добавлен 12.12.2013
  

• Проектування системи освітлення телятнику на 270 голів

  Вибір джерела випромінювання для освітлювальної установки. Розрахунок освітлення основних приміщень методом коефіцієнта використання світлового потоку. Компоновка освітлювальної та опромінювальної мережі. Вибір й розрахунок проводів, способу їх прокладки.
  
  курсовая работа [92,0 K], добавлен 20.07.2011
  

• Розрахунок теплового постачання

  Визначення теплового навантаження району. Вибір теплоносія та визначення його параметрів. Характеристика котельного агрегату. Розрахунок теплової схеми котельної. Розробка засобів із ремонту і обслуговування димососу. Нагляд за технічним станом у роботі.
  
  курсовая работа [8,5 M], добавлен 18.02.2013
  

• Розрахунок релейного захисту підстанції

  Вибір схеми приєднання силового трансформатора до мережі. Аналіз пошкоджень і ненормальних режимів роботи підстанції. Вибір реле захисту лінії високої напруги. Розрахунок струмів короткого замикання при роботі системи з максимальним навантаженням.
  
  курсовая работа [737,3 K], добавлен 21.01.2013
  

• Розрахунок та аналіз перехідних процесів у електроприводі системи "Г-Д"

  Визначення динамічних параметрів електроприводу. Вибір генератора та його приводного асинхронного двигуна. Побудова статичних характеристик приводу. Визначення коефіцієнта форсування. Розрахунок опору резисторів у колі обмотки збудження генератора.
  
  курсовая работа [701,0 K], добавлен 07.12.2016
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам

Ш отвори внутрішнього кільця підшипника, D мм	Радіальний зазор, мкм	Ш отвори внутрішнього кільця підшипника,D мм	Радіальний зазор, мкм
понад	до	наим.	наиб.	понад	до	наим.	наиб.
2,5	10	5	16	65	80	14	34
10	18	8	22	80	100	16	40
18	24	10	24	100	120	20	46
24	30	10	24	120	140	23	53
30	40	12	26	140	160	23	58