2. Расчет посадки с натягом.

   1. Посадочный диаметр

d_k=d_n+(5÷6) мм=40 мм

Делительный диаметр колеса

Длина сопряжения

Определение нагрузки, действующие на соединение.

Окружное усилие в соединении

Осевая составляющая

Суммарная касательная сила, на которую рассчитывается натяг в соединении

Крутящий момент действующий на соединение

2. Определяю наименьшее требуемое давление в сопряжении из условия обеспечения необходимой силы трения

Проверяю условие не раскрытия стыка от действия крутящего момента

3. Подсчитываю наименьший расчетный натяг в соединении

Ввожу поправку на шероховатость

R_Z определяю по таблице 6 для размера d_К = 40 мм

R_z=4R_A квалитет вала и отверстия колеса принимаем 6-7

Определяю наименьший функциональный натяг

4. Максимальный натяг в соединении определяется прочностью сопрягаемых деталей. Для этого устанавливаем допустимое давление Р_τ из условия не превышения предела текучести σ_τ .

Наибольший расчетный натяг

Неравномерность распределение давления по длине соединения рассчитывается коэффициентом U_уд, который зависит от соотношения

Наибольший функциональный натяг

5. Подбор полей допусков вала и отверстия провожу из условия натягов

N^τ – табличный натяг со стандартными полями допусков

Рассматриваю посадку как трехзвеньевую размерную цепь, состоящую из двух составляющих звеньев d_k=D_k=40 мм (с одинаковой единицей допуска) и замыкающее звено с допуском TN`

1. При условии обеспечения полной взаимозаменяемости нахожу для отверстия предварительное значение a_D`, при этом определяю значение i по таблице 1 для размера 40 мм = 1,56

2. По ближайшему наименьшему стандартному значению таблицы 2

16,6 → 16, определяю квалитет =7, по таблице 3 нахожу значение допуска =25. Строю это поле в системе отверстие.

3. Подсчитываю минимальное значение нижнего отклонения вала

По таблице 4 для размера 40 мм нахожу ближайшее стандартное отклонение

4. Определяю значение возможного допуска вала

По таблице 3, для размера 40 мм, ближайшем размером стандартный допуск будет

16 мкм → 6 квалитет

5. Провожу анализ полученных полей допусков и выбираю рациональную посадку

а) квалитет вала должен быть на 1 или 2 точнее вала отверстия

б) посадка должна быть предпочтительной

в) поле допуска вала должно быть из основного ограничительного отбора в крайнем случае из дополнительного

1. Выбор отклонений геометрических параметров цилиндрического зубчатого колеса.

1. Диаметр выступов колеса d_а определяю

Поле допуска da при –h13

da=110,6 – (540)

Радиальное биение F_da определяю:

При этом величину округляю до стандартного значения (400)

2. Шероховатость рабочих поверхностей зубьев назначаю в зависимости от степени точности передачи, а именно степень точности по норме плавности в зависимости от условий работы и окружной скорости в зацеплении.

Степень точности – 7 η = 0,975 (по таблице 11)

Шероховатость поверхности впадин принимаем Ra=0,8

Шероховатость окружности выступов и торцевых поверхностей колеса принимаем по таблице 10

Вершины зубьев = 0,63 – 2,5

Торцы колес = 0,63 – 1,25

Ra=0,8

Ширина зубчатого колеса известна из первого задания

А3=42 мм с допуском 160 мкм 42_-0,16

Допуск на торцевое биение относительно отверстия колеса определяю при диаметре d=100 мм по таблице 9

3. Диаметр отверстия (Dк) в колесе равен диаметру вала (dк)

Допуск на отклонение от цилиндричности принимается равным 0,3TD_к

И по таблице 13 для нашего размера 40 мм

4. Размер шпоночного паза определяю после подбора шпонки и зависимости от D_к и на чертеже проставляю размер D_к+t₂=43.3 мм

Ширина шпонки b=12мм

Поле допуска на ширину шпоночного паза для серийного производства принимаю IS9 и по таблице 3 нахожу допуск

Для повышения работоспособности указываю допуски расположения для шпоночного паза:

1. Допуск от параллельности 12 мм принимаю равным

2. Допуск от симметричности принимаю равным

По таблице 13 нахожу ближайшее стандартное

Частота обработки сторон паза назначается для рабочих поверхностей , для нерабочих

5. Степень точности принимаю одинаковой ко всем нормам и беру седьмую и уточняю все допуски. Вид сопряжения устанавливаю после расчета бокового зазора.

По расчетному минимальному зазору межосевому расстоянию по таблице 14 выбираю сопряжение (С)

Допуск на зазор принимаю равным к сопряжению.

6. Определяю длину общей нормали и её отклонения предварительно определив угол зацепления в торцевом сцеплении

Определяю число зубьев охватываемых при измерении длины общей нормали

Рассчитываю длину общей нормали по формуле

Наименьшее отклонение длины общей нормали E_ws, зависит от сопряжения «С», степени точности «6» и делительного диаметра «d». По таблице 15 нахожу:

Допуск на длину нормали определяется видом сопряжения и допуском на радиальное биение а так же нашего модуля и степени точности. По таблице 16 находим

А по таблице 17 находим