Расчет и выбор посадок с натягом

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет и выбор посадок  подшипников качения

2.1 Выбор класса точности  подшипника

При скорости вращения вала 8 м/с и требовании к бесшумной работе зубчатой передаче класс точности подшипника принимаем 5-й. При это выписываем отклонения на средние значения диаметров колец - для внутреннего диаметра и - для наружного (1, табл.4.82),

2.2. Выбор посадок

При выборе посадок различают  три основных вида нагружения колец: местное, циркуляционное и колебательное. Виды нагружения колец определяются в зависимости от условий работы подшипников Т.к. происходит вращение вала, то вращающееся кольцо подшипника должно быть смонтировано с натягом, исключающим возможность обкатки и проскальзывания этого кольца по посадочной поверхности вала, такой вид нагружения внутреннего кольца – циркуляционный. Наружное кольцо должно быть установлено в корпусе с небольшим зазором. При этом наружное кольцо будет воспринимать нагрузку лишь ограниченным участком. Такой вид нагружения называется местным.

При циркуляционном нагружении колец подшипников на вал и в корпус выбираются в зависимости от значения интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности кольца.

1. Подшипник шариковый радиальный однорядный 207 (ГОСТ 8338-75):

r=2; d=35; D=72; B=17; (мм)

Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:

  (1, стр.814):

где R=10000 – радиальная реакция опоры, Н; b=B-2r=17-2·2=13 —рабочая ширина кольца подшипника, мм;          

=1,8– динамический коэффициент посадки; F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках ( =1) (1, стр. 814).

.

Заданным условиям соответствует  поле допуска сопрягаемого с подшипником  вала k6(1, табл. 4.92, с.818). Подберем посадку для наружного кольца подшипника(1, табл. 4.84, с.821). Примем посадку H7 .

2. Подшипник шариковый радиальный однорядный 209 (ГОСТ 8338-75):

r=2; d=45; D=85; B=19; (мм).

Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:

где R=10000 – радиальная реакция опоры, Н; b=B-2r=19-2·2=15 — рабочая ширина кольца подшипника, мм;          

=1,8– динамический коэффициент посадки; F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках ( =1) (1, стр. 814).

.

Заданным условиям соответствует  поле допуска сопрягаемого с подшипником  вала k6. Подберем посадку для наружного кольца подшипника. Примем посадку H7 .

3. Подшипник шариковый радиальный однорядный 208 (ГОСТ 8338-75):

r=2; d=40; D=80; B=18; (мм).

Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:

где R=10000 – радиальная реакция опоры, Н; b=B-2r=18-2·2=14 — рабочая ширина кольца подшипника, мм;          

=1.8– динамический коэффициент посадки; F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках ( =1) (1, стр. 814).

.

Заданным условиям соответствует  поле допуска сопрягаемого с подшипником  вала k6. Подберем посадку для наружного кольца подшипника. Примем посадку H7 .

 

 

 

Итоговые данные по выбору и расчету посадок подшипников  качения.

Подшипник				, кН/м	Выбранное поле		Сопрягаемые детали
							Допуски формы и расположения поверхностей, мкм				Ra, мкм
					Вала   d	Отверстие корпуса D	Вала		Отверстия корпуса		Вала	Отв. корпуса
Размеры с предельными  отклонениями, мм
Класс точности	d	D	B				.	7	.	7
5	35-0,08	72-0,009	17-0.08	1385	k6	H7	2	7	2	15	0.63	1.25
5	45-0,08	85-0,01	19-0.12	1200	k6	H7	2	7	2	15	0.63	1,25
5	40-0.08	80-0.01	18-0.12	1285	k6	H7	2	7	2	15	0.63	1,25

Данные допусков формы  и расположения поверхностей ([4], табл. 8,6, 8,8 стр.249).

Данные шероховатости ([1], 2т., табл.4.87, стр.824).

Данные предельных отклонений взяты из ([1], 2т., табл.4.70, 4.72, стр.806).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.  Выбор посадок для  гладких цилиндрических соединений   методом подобия

3.1. Выбор посадок для  соединений «крышки подшипников  – корпус»

Соединение буртика крышки подшипника с корпусом должно быть выполнено с зазором. В случае глухой крышки это соединение можно  считать неответственным. Крышка со сквозным отверстием должна обрабатываться по более высокому квалитету, чем  глухая, и более точно центрироваться. Это необходимо для надежной работы сальника или иного защитного  уплотнения ([1], 1т., стр.300).

Для крышки со сквозным отверстием посадка 

Общим для всех закладных  крышек является посадка выступа  крышки в пазу корпуса, которую принимают H11/h11.

3.2. Выбор посадок для  соединения «втулка – вал».

Так как  втулка расположена на ответственном участке вала, то посадка его на вал зависит от посадки соседней детали на вал, поэтому выбираем посадку H7/h7, а там где расположена на не ответственном участке посадка Н9/d9

Итоговые данные по выбору посадок для гладких цилиндрических соединений методом подобия.

Обознач. соед. на сб. чертеже	Наимен. соед.	Посадка	Предельные отклонения и  допуски, мкм						Предельные зазоры и натяги, допуски посадок, мкм
			Отверстие			Вал
			ES	EI	TD	es	ei	Td	Smin	Smax	TS	Nmin	Nmax	TN
Æ80	Корпус– крышка со сквозным отверстием		+30	0	30	0	-30	30	0	60	60	-	-	-
Æ80	Корпус– закладная крышка		+190	0	190	-100	-290	190	100	480	380	-	-	-
Æ72	Корпус– закладная крышка		+190	0	190	-100	-290	190	100	480	380	-	-	-
Æ35	Втулка-вал		+25	0	25	0	-25	25	0	50	50	-	-	-
Æ45	Втулка-вал		+25	0	25	0	-25	25	0	50	50	-	-	-
Æ45	Втулка-вал		+62	0	62	-80	-142	62	142	204	62	-	-	-

 

 

 

4. Выбор параметров резьбового соединения

 

Тип посадки рассматриваемых  соединений определяется характером заданной нагрузки. Поскольку для узла задана нагрузка c сильными толчками и вибрацией, перегрузка до 300%, следует применять переходную посадку. Эти посадки обеспечивают быструю и лёгкую свинчиваемость, в том числе при небольшом загрязнении резьбовых деталей или имеющих на рабочих поверхностях антикоррозионные покрытия.

Принимаем длину свинчивания N = мм (1, табл. IV.2, c.984), где d – номинальный диаметр резьбы, мм.

Выбираем с переходную посадку 3H6H/2m (1, табл. IV.7, c.987), как предпочтительную.

 

Итоговые данные по выбору посадок.

Наименование деталей	Номинальные размеры параметров резьбы, мм	Предельные отклонения диаметров  резьбы, мкм		Допуск, мкм
		Верхнее отклонение	Нижние отклонение
Болт	М6×1 – 2m	-26	-206	180
Гнездо в корпусе (гайка)	М6×1 – 3H6H	+236	0	236

 

Обозначение метрической  резьбы на чертеже:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Выбор шпонки

Шпоночные соединения предназначены  для соединения валов между собой  с помощью специальных устройств (муфт), а также для соединения с валами различных тел вращения (зубчатых колес).

Стандартизированы шпонки с  призматическими, сегментными и  клиновыми шпонками. В соответствии с диаметрами валов, на которые устанавливаются  шпонки, определяются все её параметры.

Посадка первой шпонки с пазом вала 10 шпонки с пазом втулки 10.

Посадка второй шпонки с пазом вала 14 шпонки с пазом втулки 14 .

 

Длину шпонки выбираем из ряда ([4], 1т, стр.211) .

Диаметр вала, мм	Размеры сечения шпонки		Глубина паза, мм		Интервалы длин шпонок, мм		Длина шпонки из ряда
			вала	втулки
	b	h			от	до
св.30 до 38	10	8	5,0	3,3	22	110	40
св.44 до 50	14	9	5,5	3,8	36	160	50

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Выбор степеней точности и вида сопряжения зубчатой передачи

 

Выбор степеней точности зубчатого  колеса

По степени точности зубчатые колеса и передачи подразделяются в  порядке убывания точности на 12 степеней. При выборе степеней точности зубчатого  колеса учитывается назначение передачи, режим ее работы, требования к надежности и долговечности и т.п. Все показатели точности сгруппированы в три  нормы: норму кинематической точности, норму плавности работы и норму  контакта зубьев. Т.к. по условию необходима «бесшумность работы», то мы должны будем выбрать степень точности, необходимую для точного вращения зубчатой передачи. 

 В зависимости от окружной скорости выбираем степень кинематической точности равную 7 (нормальная), так как , [2, Пр. 6, табл. 2].

Расчет бокового зазора и  выбор вида сопряжения

Гарантированный боковой  зазор находится по формуле [3, стр. 873]:

где V – толщина слоя смазки между зубьями;

 – межосевое расстояние;

 и    – коэффициенты линейного расширения материала колеса и корпуса;

 и  – отклонение температур колеса и корпуса от 20°С;

 – угол профиля исходного  контура,  [3, стр. 837].

Величина толщины слоя смазки зависит от способа смазывания и окружной скорости колес. Ориентировочно ее можно определить по формуле [3, стр. 873]:

где m – модуль зубчатого колеса, мм.

мм

Межосевое расстояние определим  по формуле:

,

где d₁ и d₂ – начальные диаметры шестерни и колеса.

мм;        мм.

где z₁ = 40 и - число зубьев шестерни и колеса.

мм.

Определяем :    мкм

Из условия  выбираем вид сопряжения зубьев С [2, Пр. 6, табл. 4], для которого мкм. 

Наибольший боковой зазор, получаемый между зубьями в передаче не ограничен стандартом. Принимаем вид допуска соответствующий виду сопряжения, т.е. виду сопряжения С соответствует вид допуска с.

Наибольший боковой зазор  определяется по формуле:

,

где TH₁ = 70 мкм и TH₂ = 80 мкм – соответственно допуск на смещение контура колес зубчатой передачи [3, табл 5.18];