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 М_кр=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;

M_кр. – крутящий момент, Нм;

d – номинальный диаметр сопрягаемых поверхностей, мм;

Е₁ и Е₂ – модули упругости материала соединяемых деталей, Н/м², для стали Е2,0610¹¹ 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