Материал: 3

Узел 18

От шкива 1 через эвольвентные шлицы вращение передается на муфту 4 и шестерню 7.

Соединение 4 и 7 выполнено неподвижно.

1. Расчет посадки для гладкого цилиндрического соединения деталей 4-7 с натягом

Рассчитывается и производится выбор посадки с натягом в соединении колеса 4 и муфты 7 при воздействии крутящего момента М_кр = 38Нм при следующих данных: внутренний диаметр пустотелого вала d₁ = 45 мм; наружный диаметр охватывающей детали d₂ = 60 мм; номинальный диаметр соединения d = 55 мм; длина соединения

l = 20мм.

Материал колеса сталь 20, полумуфты – сталь 40Х, коэффициент трения f=0,15.

Наименьший расчётный натяг:

где l - длина соединения, мм;

f - коэффициент трения;

d - номинальный диаметр соединения, мм;

М_кр - крутящий момент, Нм;

E₁, E₂ - модули упругости материала соединяемых деталей, МПа;

для стали 20 Е₁ ≈ 2*10⁵ МПа; стали 40Х E₂ =2.1*10⁵ МПа;

С₁, С₂ – коэффициенты, определяемые по формулам:

и, , где

μ- коэффициент Пуассона.

Коэффициент Пуассона для сталей .

В натяг должна быть внесена поправка, тогда натяг будет:

N_min = N_{min расч} + γ_ш + γ_t + γ_ц + γ_п , где

γ_ш - учитывает смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей, мкм;

γ_t - учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки, различие коэффициентов линейного расширения материала деталей, мкм;

γ_ц - учитывает деформации деталей от действия центробежных сил, мкм;

γ_п - учитывает увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали, мкм;

γ_ш можно рассчитать по формуле:

γ_ш =1,2*(RzD + Rzd) = (RaD + Rad)

Шероховатости поверхностей деталей выбираем по таблице 2.66 т.1:

для вала R_a1 = 0,8 мкм, для охватывающей детали R_a2 = 1,6 мкм, т.к. поверхности деталей обработаны круглым шлифованием.

γ_ш = (0.8 + 1.6) * 1,2 = 2,88;

γ_t температурная поправка будет равной 0, так как обе сопрягаемые детали изготовлены из стали.

Поправка γ_ц для стальных деталей диаметром до 500 мм, вращающихся со скоростью до 47 м/с, составляет 2 мкм, т.е. γ_ц = 2 мкм.

Вибраций и ударов в соединении нет, поэтому γ_п = 0.

Наименьший функциональный натяг, при котором обеспечивается прочность соединения.

N_min = N_{min расч} + γ_ш + γ_t + γ_ц + γ_п

N_min = 12 + 2.88 + 0 + 2 + 0 = 16,88 мкм

На основе теории наибольших касательных напряжений определятся максимальное допустимое удельное давление P_max, при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.

В качестве [P_max] берется наименьшее из двух значений (МПа):

P₁ = 0.58*σ_т1 [1 - (d₁/d_нс)²];

P₂ = 0.58*σ_т2 [1 - (d_нс/d₂)²];

где σ_т2, σ_т1 предел текучести материалов Ст20 и Ст40Х соответственно.

P₁ = 0.58 * 260 * [1 - (45/55)²] = 49,85 Н;

P₂ = 0.58 * 300 * [1 - (55/60)²] = 27,79 Н.

Примем [P_max] равным 27,79 Н.

Определяется величина наибольшего расчетного натяга N’_max

Определяется с учетом поправок к N’_max величина максимального допустимого натяга.

[N_max] = N’_max * γ_уд + γ_ш - γ_t,

где γ_уд – коэффициент увеличения давления у торцов охватывающей детали, который определяется по рисунку 1.68 (Т1 [7]) в зависимости от отношений:

l/d = 20/55 = 0.36;

d1/d = 45/55 = 0.8.

Здесь примем его равным 0,7 по рис.1,68 (с.336 Т1).

Поправку γ_t примем равной 0.

[N_max]= 122 * 0,7 + 2,88 – 0 = 88,28 мкм.

Из таблиц 1.49 Т1 выбираем посадку с натягом .

Видно, что условия подбора посадки выполняются:

(N_max = 72) ≤ ( [N_max] = 88,28);

(N_min = 23) > ( [N_min] = 16,88).

Рисунок 1. Схема полей допусков посадки с натягом Ǿ 55

2. Назначение и расчет посадки подшипников качения 3

Подшипник качения 6-312 посажен на вращающийся вал. Подшипник 6-312 является шариковым радиальным однорядным подшипником класса точности 6 легкой серии.

По ГОСТ 8338-75, выбирают конструктивные размеры заданного подшипника (D, d, В, r) геометрические размеры:

d = 60 мм,

D = 130 мм,

B = 31 мм,

r = 3,5 мм.

b = B – 2 * r = 31 – 2 * 3,5 = 0,024 мм;

B - ширина кольца подшипника, мм

r - радиус фаски кольца, мм

Подшипник посажен в разъемный корпус и на вращающийся вал.

Нагружение наружного кольца - местное, внутреннего – циркуляционное. Нагрузка с ударами и вибрацией, перегрузка до 300%.

По таблице 1.37 [6] Т1:

Ǿ 130 Js7

ES = 0,020 мм

EI = -0,020 мм

T_A = ES – EI = 0,020 – (-0,020) = 0,040 мм;

При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки выбирают по величине P_Fr - интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности.

,

где - радиальная нагрузка на опору, Н;

- ширина подшипника, мм;

- радиус скругления кромки внутреннего кольца, мм;

- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки;

- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга;

- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки.

- при перегрузке до 300%, сильных ударах и вибрации ([5], стр.238)

- при сплошном вале ([5], стр.238)

,

где M_кр – крутящий момент, Нм;

d – диаметр вала, м.

По таблице 9.3 [5] на вал выбирается посадка L6/js6, т.к. радиальная нагрузка входит в диапазон до 300кН.

По таблице 1.29 [6] Т1:

Ǿ 60js6

es = 0,0095 мм

ei = -0,0095 мм

T_B = es – ei = 0,0095 + 0,0095 = 0,019 мм;

По ГОСТ 520-89 определим допуски и отклонения:

1. Для диаметра d_m = 60 мм класса точности 6

по таблице 4.82 [5] Т2:

ES = 0;

EI = -0,012 мм;

Td_m = ES – EI = 0 – (-0,012) = 0,012 мм.

2. Для диаметра D_m = 130 мм класса точности 6

по таблице 4.83 [5] Т2:

es = 0;

ei = -0,015 мм;

T_Dm = es – ei = 0 – (- 0,015) = 0,015 мм.

Соединение внутреннего кольца с валом:

максимальный натяг N_max = es – EI = 0,0095 – (-0.012) = 0.0215 мм

минимальный натяг N_min = ES – ei = 0,000 – (-0.0095) = 0,0095 мм

Соединение наружного кольца с корпусом:

максимальный зазор S_max = ES – ei = 0,020 – (-0,015) = 0,035 мм

максимальный натяг N_max = es – EI = 0 – (-0,020) = 0,020 мм

Рисунок 2. Схема полей допусков соединения подшипник-вал, подшипник-втулка

3. Расчёт калибра для детали поз. 7 соединения 4-7

Контролируемый размер Ǿ 55 по ГОСТ 25347-82 (табл.1.9, т1, [3)] находим предельные отклонения изделия: es = +0,030 мкм, ei = 0 мкм. Наибольший и наименьший предельные размеры вала: d_max = 55,030 мм; d_min = 55 мм. По ГОСТ 24853-81 для 7-го квалитета и интервала размеров (50-80) мм находим данные для расчета размеров калибров: выбираем Н = 5 мкм, z = 4 мкм, у =3 мкм.

Исполнительные размеры (рабочий калибр) калибров для пробки

(ГОСТ 14810-69 и ГОСТ 14748-69) определяют по формулам:

55.000 + 0,004 + 0,005/2 = 55.0065 мм;

55.000 + 0,004 - 0,005/2 = 55.0015 мм;

55.000 - 0,003 = 54,997 мм;

55,0065 - 0,004 = 55.0025 мм;

55.03 + 0,004/2 = 55.032 мм;

55,03 - 0,004/2 = 55,028 мм;

55,032 - 0,004 = 55,028 мм

D_min - наименьший предельный размер изделия;

D_max - наибольший предельный размер изделия;

Н - допуск на изготовление калибров для отверстия;

z - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия;

у - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия.

Рисунок 3. Калибр-пробка

1. 4. Расчет предельных размеров и построение схемы расположения полей допусков деталей резьбового соединения 2-18.

Дано: Резьбовое соединение болтом планки и корпуса.

Метрическая резьба М10, шаг резьбы крупный, ГОСТ 9150 – 81.

Цилиндрическая резьба характеризуется следующими основными параметрами: профилем, средним d₂(D₂), наружным d(D) и внутренним d₁(D₁) диаметрами, шагом Р, углом профиля α, высотой исходного треугольника Н и др. Профиль и номинальные размеры диаметров, Р, α и Н являются общими для наружной и внутренней резьбы.

По ГОСТ 9150-81 установим следующие параметры резьбы (табл. 4.1):

d (D) – наружный и внутренний диаметр резьбы;

d₁ (D₁) – внутренние диаметры болта и гайки;

d₂ (D₂) – средние диаметры болта и гайки;

Р – шаг резьбы;

α – угол профиля;

Н – высота исходного треугольника.

Автор выбрал мелкий шаг резьбы Р = 1,25 [Т2. стр. 142] для резьбы диаметром 10 т.к. резьбы с мелким шагом более прочные.

Таблица 5.1 - Параметры резьбового соединения