3.3Расчет и выбор посадки для местно-нагруженного кольца

В зависимости от характера нагружения, интенсивности нагрузки для корпуса под подшипник качения изготовленного из чугуна, по табл. 4.89, 4.92 ([1],стр. 346) и табл. 1.27, ([1], стр. 90) выбираем поле допуска для сопряжения корпуса с внешним кольцом подшипника и определяем предельные отклонения для сопряжения: Ø.

Для кольца подшипника класса точности 0 по таблице 1.27 ([1], стр. 90) выбираем предельное отклонение Ø.

Получаем посадку Ø.

Характеристики сопряжения:

Размерные параметры отверстия Ø.

Номинальный размер D₆=62мм.

Верхнее предельное отклонение ES=0.030мм.

Нижнее предельное отклонение EI=0мм.

Размерные параметры вала Ø.

Номинальный размер d₆=62мм.

Верхнее предельное отклонение es=0мм.

Нижнее предельное отклонение ei=−0.013мм.

Наименьший зазор S_min=EI−es=0−0=0.

Наибольший зазор S_max=ES−ei=0.030+0.013=0.043мм.

Средний зазор мм.

Рисунок 6. Схема взаимного расположения полей допусков

3.4Эскизы подшипникового сопряжения и деталей сопрягаемых с подшипником

Расчет посадки с натягом

Посадки с натягом предназначены для неподвижных соединений, неразъемных соединений (или разбираемых лишь в отдельных случаях при ремонте), как правило, без дополнительного крепления винтами, штифтами, шпонками и т. д. Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей.

Проведем расчет посадки сопряжения зубчатого колеса 7 с ведущем валом 8. Для этого примем l=40 мм, ,d_н.с.=25мм,d₁=0,d₂=40мм,M_k=50Н∙м,=1.2кН

Шероховатость принимаем равной R_zd=10мкм,R_zD=10мкм. Вал и зубчатое колесо изготовлено из Сталь 45(µ=0.3).

Рисунок 7. Схема к расчету посадки с натягом

Наружный диаметр ступицы d_ст, мм, определяется по формуле ([4], стр. 11)d_ст=1.6d_н.с., гдеd_н.с - номинальный диаметр вала, 25мм, d_ст=1.6∙25=40мм.

Длина ступицы l_ст=1.6∙d_н.с;l_ст=1.6∙25=40мм;мм.

В результате рассчитаем величину наименьшего натяга, способного передать такие нагрузки:

,

где Е_Dи Е_d– модули упругости материалов, табл. 1.106 ([1], стр.362);

C_DиC_d– коэффициенты Лямэ, табл. 1.107 ([1], стр. 362).

Определим необходимые величины.

Определим требуемую величину давления на поверхности:

.

МПа.

Определим коэффициенты Лямэ по формуле ([4], стр. 12):

;

.

Рассчитаем необходимый натяг:

мкм.

Данная величина должна быть скорректирована с учетом смятия поверхностей, потому что рассчитанная величина не будет обеспечена вследствие снижения шероховатости в процессе запрессовки.

Будем считать, что величина смятия и срезания поверхностей в связи с запрессовкой составляет 60% от их высоты.

Определим наименьший допустимый натяг с учетом уменьшения действительного натяга за счет смятия неровностей при запрессовке:

мкм.

Рассчитываем максимальное допустимое удельное давление , при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей:

-для вала:

МПа.

-для втулки:

МПа.

В качестве принимаем наименьшееМПа.

Находим величину наибольшего расчетного натяга:

мкм.

Вычисляем наибольший допустимый натяг с учетом среза и смятия неровностей:

мкм.

По таблице 1.49 ([1], стр. 170) выбираем стандартную посадку удовлетворяющую следующим условиям ,.

Принимаем посадку в системе отверстия Ø35, как предпочтительную.

мкм;мкм.

Условия правильности выбора посадки выполняются:

;.

Определяем запас прочности при сборке:

мкм.

Запас прочности при эксплуатации:

мкм.

Находим необходимое усилие для запрессовки деталей без применения термических методов сборки:

,

где - коэффициент трения при запрессовке;

кПа.

- удельное давление при максимальном натяге выбранной посадки, определяемое по следующей формуле:

МПа.