
- •3 Расчет посадок для гладких цилиндрических соединений с натягом
- •3.1 Наименьший расчетный натяг
- •3.2 Наименьший функциональный натяг, при котором обеспечивается прочность соединения, определяется:
- •3.3 По величине подбирается ближайшая посадка .
- •3.4 Проверяется прочность соединяемых деталей при :
- •4 Расчет и выбор посадок подшипников качения
- •5 Расчет гладкого калибра для шестерни
- •6 Расчет предельных размеров и построение схемы расположения полей допусков деталей резьбового соединения
- •6.1 Параметры резьбового соединения.
- •6.2 Определение предельных отклонений для выбранных посадок
- •6.3 Определение предельных размеров
- •6.4 Определение числовых значений допусков резьбового соединения
- •6.5 Выбор средств контроля резьбового соединения
- •7 Назначение комплекса контролируемых параметров зубчатого колеса и выбор средств контроля
- •7.1 Назначение комплекса контролируемых параметров
- •8 Расчет размерных цепей
- •8.1 Расчет размерной цепи а-а
- •8.1.1 Решение методом полной взаимозаменяемости
- •8.1.2 Теоретико-вероятностный метод
- •8.2 Расчет размерной цепи б-б
- •8.2.1 Решение методом полной взаимозаменяемости
- •8.2.2 Теоретико-вероятностный метод
- •9 Государственная система стандартизации в рф
111Equation Chapter 1 Section 1Содержание
1. Выполнение чертежа узла по размерам в соответствии с номером варианта
2. Назначение посадок для всех сопрягаемых размеров и обозначение их на чертеже
3. Расчет посадок для гладких гладких цилиндрических соединений с натягом
4. Расчет и выбор посадок подшипников качения
5. Расчет гладкого
калибра для шестерни
6.Расчет предельных размеров и построение схемы расположения полей допусков деталей резьбового соединения
7. Назначение комплекса контролируемых параметров зубчатого колеса и выбор средств контроля
8. Расчет размерных цепей
9. Государственная система стандартизации в РФ
10. Список использованной литературы
3 Расчет посадок для гладких цилиндрических соединений с натягом
Необходимо рассчитать и выбрать посадку с натягом в соединении блока шестерен при воздействии крутящего момента Мкр=100 Нм при следующих данных:
D1=62 мм
D=82 мм
D2=100 мм
l1=20 мм
m=3
z=50
Материал шестерен
– Сталь 20Х (Е1=Е2=2,061011
Н/м2),
запрессовка механическая (f=0,15;
=0,3).
3.1 Наименьший расчетный натяг
, (3.1)
где l – длина соединения, мм;
f – коэффициент трения при относительном вращении деталей;
Mкр. – крутящий момент, Нм;
d – номинальный диаметр сопрягаемых поверхностей, мм;
Е1
и Е2
– модули упругости материала соединяемых
деталей, Н/м2,
для стали Е2,06
1011
Н/м2;
С1 и С2 – Коэффициенты, определяемые по формулам:
;
, (3.2)
где d1 – внутренний диаметр пустотелого вала, мм;
d2 – наружный диаметр охватывающей детали, мм;
и
- коэффициент Пуансона (для стали
=0,3).
По формулам (2):
;
.
По формуле (1):
мкм
В натяг, определяемый по формуле (1), должна быть внесена поправка:
, (3.3)
где
–
учитывает смятие неровностей контактных
поверхностей соединяемых деталей, мкм;
–
учитывает различие
рабочей температуры и температуры
сборки, а также различие коэффициентов
линейного расширения материала деталей,
мкм;
–
учитывает деформации
деталей от воздействия центробежных
сил, мкм;
–
учитывает увеличение
контактного давления у торцов охватывающей
детали, мкм;
–
учитывает воздействие
вибраций и ударов, мкм.
Поправку
можно определить по формуле:
, (3.4)
где
и
–
высота неровностей поверхностей
отверстия и вала,
=
=10
мкм;
К
– коэффициент, учитывающий величину
смятия неровностей, К=0,5.
Таким образом
мкм
Исходя из условий
задачи, принимается:
=0;
=0;
=0,83;
=0.
Отсюда по формуле (3.3):
мкм
3.2 Наименьший функциональный натяг, при котором обеспечивается прочность соединения, определяется:
мкм
3.3 По величине подбирается ближайшая посадка .
Рисунок 1 – Схема полей допусков посадки с натягом
3.4 Проверяется прочность соединяемых деталей при :
1) давление на поверхности контакта вала и втулки возникающее под влиянием натяга:
, (3.5)
МН/м2
2) допустимое давление на поверхности втулки:
, (3.6)
где
–
предел текучести материала деталей,
=260
МН/м2
МН/м2
3) допустимое давление на поверхности вала:
, (3.7)
где обозначения прежние
МН/м2
Таким образом, запас прочности втулки:
4 Расчет и выбор посадок подшипников качения
Подшипник 0-305 посажен на неподвижный сплошной вал и во вращающемся блоке шестерен. Тогда считаем, что наружное кольцо нагружено циркуляционно, а внутренне – местно. Характер нагрузки - перегрузка до 150 %.
Подшипник 0-305 является шариковым радиальным однорядным подшипником класса точности 6 средней серии и имеет следующие геометрические размеры: D=62 мм, d=25 мм, В=17 мм, r=2 мм.
Рисунок 2 - Шариковый радиальный однорядный
подшипник по ГОСТ 8338-75
По таблице 8 находим, что при спокойной нагрузке и умеренной вибрации, нагрузка до 150 % и диаметр 25 мм при местном нагружении для посадки внутреннего кольца подшипника на вал может быть рекомендовано отклонение поле допуска по 0 квалитету точности – h6.
Подбираем посадку
наружного кольца подшипника в корпусе
по интенсивности радиальной нагрузки
на посадочной поверхности
:
, (4.1)
где
–
радиальная нагрузка на опору, Н;
В – ширина подшипника, мм;
r – радиус скругления кромки отверстия внутреннего кольца, мм;
K1
– динамический коэффициент посадки,
зависящий от характера нагрузки;
принимаем K1=1;
K2 – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе, в данном случае K2=1;
K3
– коэффициент неравномерности
распределения радиальной нагрузки
между рядами роликов в двухрядных
конических роликоподшипниках при
наличии осевой нагрузки
на опору, в данном случае K3=1
[ ].
Радиальная нагрузка определяется следующим образом:
, (4.2)
где обозначения прежние.
Н
Интенсивность радиальной нагрузки:
кН
По таблице 9 для
диаметра наружного кольца подшипника
при интенсивности радиальной нагрузки
до 800 кН принимаем основное отклонение
отверстия с наружным кольцом подшипника
К, поле допуска по 6 квалитету точности
– К7.
По ГОСТ 520 – 2002
определяем предельные отклонения
размеров посадочных диаметров внутреннего
и наружного колец подшипника
и
:
– для диаметра
=25
мм класса точности 0 верхнее отклонение
мкм, нижнее отклонение
мкм;
– для диаметра
=62
мм класса точности 0 верхнее отклонение
мкм, нижнее отклонение
мкм.
По ГОСТ 25347-82 определяем предельные отклонения размеров посадочных поверхностей вала и отверстия в корпусе:
– для диаметра
вала 25 мм и поля допуска h6
верхнее отклонение
мкм, нижнее отклонение
мкм;
– для отверстия
в корпусе 62 мм и поля допуска K7
верхнее отклонение
мкм, нижнее отклонение
мкм.
Определим наибольший зазор и натяг в соединении внутреннего кольца подшипника с валом:
мкм
мкм
Определим наибольший зазор в соединении наружного кольца подшипника:
мкм
мкм
Построим схему
расположения полей допусков посадок
и
.
Рисунок 3. Схема расположения полей допусков подшипника