3.2.3. Пример выполнения
Исходные данные.
D1=250 мм –диаметр соединения ступицы и венца червячного колеса;
d1=160 мм – диаметр отверстия ступицы колеса;
D2=300 мм – наружный диаметр венца колеса;
l1=150 мм – длина соединения;
Р0=11 кН – осевое усилие;
Мкр=1200 Нм- крутящий момент;
СЧ30 – материал ступицы колеса;
Сталь 30 – материал венца колеса;
Rad=1,8 – шероховатость поверхности ступицы;
RaD=2 – шероховатость поверхности венца;
tсб=20ºС и tp=50ºC – температура сборки и рабочая.
Сборка под прессом без смазки.
1. Определяем [Pmin] по формуле (2.3):
МПа, где
f=0,07-0,12 для соединения сталь-чугун (приложение 5).
2. Определяется величина наименьшего расчётного натяга по формуле (2.4):
м, где
С1=2,25 при d1/D1=0,64 и μ1=0,25
для чугуна;
С2=6,50 при D1/D2=0,83 и μ2=0,3
для стали (приложения 6 и 7);
Е1=(0,74…1,05)·1011 Па – для чугуна;
Е1=(1,96…2,0)·1011 Па – для стали.
В расчётах принимаем
Е1=0,8·1011 Е2=2·1011 Па
3. Определяется величина минимального допустимого натяга с учётом поправок по формуле (2.6):
,
где
мкм;
м;
αD=11,1·10-6 град-1 – для стали 30,
αd=10·10-6 град-1 – для чугуна СЧ30 (приложение 8);
=0 – так как масса венца по сравнению с массой ступицы незначительна и скорость вращения зубчатого колеса относительно невелика;
=0 – так как принимаем, что зубчатое колесо разбираться не будет.
4. Определяется максимальное допустимое удельное давление по формула (2.9) и (2.10):
МПа;
МПа;
где
σT1=σT2=294 МПа (приложение 8).
Принимаем: [Pmax]=P2=53МПа.
5. Определяется величина наибольшего расчётного натяга по формуле (2.11):
м;
6. Определяется максимальный допустимый натяг с учётом поправок по формуле (2.12):
мкм, где
;
из пункта 3 расчёта.
7. По таблицам ГОСТ 25347-82 (таблица 1,49 [2]) выбирается посадка с предельными натягами, близкими к допустимым, при этом должны выполняться условия (2.13) и (2.14):
Этим условиям удовлетворяет несколько посадок: Н7/s7, H8/s7, H8/u8
Выбрали посадку Ø250H8/s8, так как средний натяг этой посадки соответствует расчётному среднему натягу:
Из ГОСТ 25347-82 определяем предельные отклонения выбранной посадки (таблицы 1,27 и 1,30 [2]).
Ø250 H8/s8: ES=0,072 EI=0
es=0,356 ei=0,284
8. Из приложения 10 выбираем размеры и форму входных фасок и назначаем допуск цилиндричности (таблица 2,18 [2]).
Для D1=250 мм, а=3 мм, А=4 мм, Т¤=0,02 мм.
9. На чертеже редуктора (рис.7) указываем посадку соединения. В графической части строим схему полей допусков, ступицу и венец червячного колеса с простановкой буквенного и числового обозначения полей допусков и придельных отклонений, а также шероховатостей, допуска цилиндричности и размера входных фасок (рис. 10).
Рисунок 10 - Схема полей допусков посадки ступицы и венца червячного колеса и обозначение размеров на чертежах
3.3. Задача №3. Выбор посадок подшипников качения.
1. Для заданных условий работы подшипников узла рассчитать и выбрать посадки колец подшипника качения;
2. Построить схемы расположения полей допусков колец подшипника, цапфы вала и отверстия в корпусе;
3. Выполнить чертёж узла подшипника и чертежи посадочных мест под кольца подшипника с указанием размеров, обозначением посадок и полей допусков, шероховатости и отклонений формы посадочных поверхностей вала и корпуса.
Исходные данные приведены в табл.3. Во всех вариантах задачи вращается сплошной вал.