125939 (690772), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Bместо шпоночного соединения зубчатое колесо– вал назначить шлицевое соединение зубчатое колесо– вал. Обосновать выбор метода центрирования системы, посадок. Определить предельные отклонения выбранных полейдопусков центрирующих и нецентрирующих параметров . Построить схемы расположения полей допусков . Вычертить эскизы шлицевого соединения и его деталей в поперечном сечении , показать их условные обозначения. Назначить шероховатости поверхностей деталей шлицевого соединения. Обосновать выбор средств измерения для комплексного и поэлементного контроля деталей соединения .

Решение:

Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилем . Определяем серию шлицевого соединения . Из условия прочности расчета на смятие:

σ= [ σсм] /1/с. 51

где : [SF] – суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала , мм³/мм ;

l – длина шлицевого соединения , равна длине ступицы зубчатого колеса

l = 30 мм;

[ σсм]- допускаемые напряжения смятия для материала вала ( для стали

[σсм] = 40 МПа).

Определяем [ SF]:

[Sf]=

Применяем шлицевое прямобочное соединение легкой серии /1/с. 60 (zхdхD = 6x26x30) для которого [SF] = 118мм³/мм.

Так как заданное шлицевое соединение неподвижное, передача нереверсируемая, то такие условия не требуют точного центрирования втулки относительно вала. Перечисленные особенности заданного шлицевого соединения определяют способ его центрирования по наружному диаметру – D. По табл.4.71 (/2/, ч2, с.250) определяем серию и размер b прямобочного шлицевого соединения. Поля допусков и посадки для размеров b и D выбираем по табл.4.73 (/2/, ч2, с.253). Поля допусков нецентрирующего диаметра – d выбираем по табл.4.75 (/2/, ч2, с.253). Окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей назначаем по табл.2.66 (/2/, ч1, с.517). Результаты выбора посадок, окончательного механического метода обработки и шероховатости поверхностей деталей сводим в табл.1.4.

Таблица 1.4-Поля допусков, виды обработки и шероховатость деталей шлицевого соединения D-8x32H7/f7x36F8/f8

Рассчитаем предельные зазоры по центрирующим параметрам :

по размеру D :

Smax = ES – ei = + 0,025 – (-0,050) = 0,075 мм

Smin = EI – es = 0 – ( - 0,025 ) = 0,025 мм

по размеру b :

Smax = ES – ei = 0,035-(-0,035) = 0,070 мм

Smin = EI – es = 0,013– (- 0,013 ) = 0,026 мм

Рассчитаем предельные зазоры по центрирующему параметру d :

Smax = ES – ei = 0,16 – ( -1,4 ) = 1,56 мм

Smin = EI – es = 0 мм

Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, товщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков, назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении, контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.

2. Выбор посадок расчетным методом

2.1 Расчет и выбор посадок с натягом

Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо – вал рассчитать и выбрать посадку с натягом . Построить схему расположения полей допусков деталей сопряжения . Вычертить эскизы сопряжения и его деталей и указать посадку , предельные отклонения размеров , шероховатость сопрягаемых поверхностей .

Решение .

Согласно задания заменяем шпоночное соединение соединением с натягом .

Передаваемый крутящий момент Т= 78,58 Hм , диаметр вала d= 32 мм , наружный диаметр ступицы D= 1,6 * d= 1,6 * 32 = 51,2 мм /1/с.165.

Расчет наибольшего функционального натяга

Определяем величину наибольшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей :

втулки

pдоп D ≤ 0,58 σTD [ 1 – ( d / D )² ] = 0,58 * 353 * [ 1- ( 32 / 51,2 )² ] = 80 МПа

вала

pдоп d ≤ 0,58 σTd [ 1 – ( d 1/ D )² ] = 0,58 * 353 * [ 1 – ( 0/32 )² ] = 204 МПа (d1 = 0 т.к. вал сплошной )

где : σT–предел текучести материала деталей при растяжении(σT =353МПа).

Согласно теории наибольших касательных напряжений , наиболее близко соответствующей экспериментальным данным , условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности втулки . Для снижения пластических деформаций берется наименьшее из двух значений .pдоп = 80 МПа .

Наибольший расчетный натяг , при котором возникает наибольшее допускаемое давление pдоп , находят по формуле :

Nmax доп = pдоп d ( СD /ED + Сd / Ed) = 80 * 106 * 0,050 ( 2,56 + 0,7) / 2 * 105 = 70мкм

Значение коэффициентов Ляме ( коэффициент жесткости деталей):

СD = [1+(d/D)²] / [ 1- (d/D)²] + µ = [1+(32/51,2)²] / [1-(32/51,2)²] +0,3 = 2,56

Cd = [1+(d1/d)²] / [ 1- (d1/d)²] - µ =[1+(0/32)²] / [1-(0/32)²] - 0,3 = 0,7

где: µ - коэффициент Пуассона, для стали µ = 0,3

E – модуль упругости для материалов деталей, входящих в соединение ( для cтали Е=2*10¹¹H/м² табл.1.06 с.335 /1/ )

Определяем величину наибольшего функционального натяга с учетом смятия микронеровностей:

N max F = Nmax доп + u= 65,2 + 2,4 = 67,6мкм.

Расчет наименьшего функционального натяга

Определяем величину наименьшего допустимого давления на сопряженных поверхностях деталей

Pmin = 2T / ( π d² l f1 ) = 2 * 79,58*103 / ( 3,14 * 32² * 30 * 0,14 ) = 1,17 МПа

Определяем величину наименьшего функционального натяга

Nmin расч = Pmin d [(CD / ED) + (Cd / Ed)] =1,64*106*0,032(0,7+2,56)/2*105 = =0,85мкм

Определяем величину наименьшего функционального натяга

Nmin F = Nmin расч + u = 1,34+ 2,4 = 3,74 мкм.

Выбор посадки.

По предельным функциональным натягам (NmaxF, Nmin F)

выбирается посадка, удовлетворяющая условиям:

1. NmaxT ≤ NmaxF на величину запаса прочности соединения при сборке (технологический запас прочности), т.е.

Nз.с. = NmaxF - NmaxT

2. Nmin T > Nmin F на величину запаса прочности соединения при эксплуатации, т.е.

Nз.е. = NminT - NminF

3. Nз.е. > Nз.с., т.к. запас прочности деталей при сборке Nз.с. нужен только для случая возможного понижения прочности материала деталей и повышения усилий запрессовки из-за возможных перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры.

Посадка выбирается в системе отверстия из числа предпочтительных или рекомендуемых ГОСТ 25347-82.

По табл.1.49(/2/, ч1, с. 156) выбираем посадку ø 32 H7/к6 у которой NmaxT = 67,6 мкм, NminT = 0,85мкм

Nз.с. = NmaxF – NmaxT = 67,7 – 65,2 = 2,4мкм

Nз.е. = NminT - NminF = 3,25 – 0,85 = 2,4мкм

Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:

TN=TD+Td

TN=54+20=74мкм

KT=(TN+Nз.с.)/TN

KT=(65,2+0,85)/40=1,6>1

Следовательно, посадка выбрана точно.

Вычерчиваем схему расположения полей допусков и эскизы соединения и его деталей с нанесением соответствующих размеров и обозначений.

3. Расчет и выбор посадок подшипников качения

1. Для подшипникового узла (тихоходный вал) выбрать и обосновать класс точности подшипника качения.

2. Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца.

3. Рассчитать по заданной величине радиальной нагрузки и выбрать посадку для циркуляционно нагруженного кольца.

4. Выбрать и обосновать посадку местно или колебательно нагруженного кольца.

5. Рассчитать предельные размеры деталей подшипникового узла, предельные и средние натяги и зазоры в сопряжениях.

6. Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей.

7. Выполнить проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или в корпус с натягом.

8. Определить шероховатость и допускаемые отклонения формы и положения посадочных и опорных торцовых поверхностей заплечиков вала и отверстия корпуса.

9. Определить допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса.

10. Обозначить посадки подшипников качения на чертеже.

11. Вычертить эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров,формы, расположения, шероховатости посадочных и опорных торцовыхповерхностей.

Решение.

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику. Это подшипник В (правая опора). Rв =1,673 кH подшипник № 306 .

Учитывая, что редуктор нельзя отнести к разряду высокоскоростных, принимаем класс точности подшипников 0 .

По табл.4.88 (/2/ ч.2, с.284 ) и чертежу узла устанавливаем вид нагружения внутреннего и наружного кольца. Вал вращается, а корпус неподвижен, следовательно, внутреннее кольцо – циркуляционно нагруженное, а наружное – местно.

Выбор поля допуска цапфы вала, сопрягаемого с циркуляционно нагруженным внутренним кольцом подшипника, производим по интенсивности радиальной нагрузки.

Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле:

PR = R/ b * К1* К2 * К3 = (537,3/(19-2-2)) *1* 1*1 = 38,37 кH/м

Допускаемые значения PR, подсчитанные по средним значениям посадочных натягов, приведены в табл.4.92/2/ ч.2,стр.287.Заданным условиям соответствует поле допуска цапфы ø30 js6.

Характеристики

Список файлов курсовой работы