Расчет, выбор и обоснование посадок соединений редуктора (стр. 3 из 5)

S_max=ES-ei=+0.03-(-0.06)= 0.09мм.

S_min=EI-es=0-(-0.03)=0.03мм.

по размеру b:

S_max=EI-ei=+0.035-(-0.035)=0.070мм.

S_min=EI-es=0.013-(-0.013)=0.026мм.

по размеру d:

S_max=ES-ei=0.150-(-1.6)=1.75мм.

S_min=EI-es=0мм.

Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами, пробковыми и кольцевыми калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения.

Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков. Назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении, контролируют в условном обозначении, контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрам.

2. ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ

2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом

Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо вал рассчитать и выбрать посадку с натягом. Построить схему расположения функциональных полей допусков деталей сопряжения. Вычислить эскизы размеров, назначить шероховатость сопрягаемых поверхностей.

Определяем по формулам (1.115) и (1.116) ([1] , стр. 336) величину наибольшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях детали: втулки:P_{доп D}=0.58G_TD[1-(

)²]d=80 мм

Вала Р_{доп d}=0/58G_Td[1-(

)²]d₂=53 мм

Принимаем для деталей сталь 45: G_TD=353 МПа G_Td=353 МПа; m_d=m_D=0.3; E=2*10⁵ МПа;

P_{доп D}=

МПа

Р_{доп d}=

МПа

Чтобы в материалах вала и втулки не возникло пластических деформаций, принимаем меньшее значение допускаемого давления:

P_доп=125,1 МПа

Определяем величину наибольшего расчётного (допустимого) натяга по формуле 1.117 ([1] , стр. 336)

N_maxp=P_доп*d(

);

Значение коэффициентов жесткости деталей вычисляем по формуле 1.111 ([1] , стр. 334):

С_D=

С_D=

С_d=

С_d=

N_maxp=

мкм

Определяем величину наибольшего функционального натяга по формуле:

N_{max f}= N_{max p}+U= N_{max f}+5(R_aD+R_ad)

N_maxf=94+5(1,25+0,8)=107,25 мкм

Расчёт наименьшего функционального натяга определяем по формуле 1.107 ([1] , стр. 333) величину наименьшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях деталей:

P_min=

P_min=

МПа

Определяем по формуле 1.110 ([1] , стр. 334) величину наименьшего расчётного натяга:

N_min=P_min*d(

)

N_min=

мкм

Определяем по формуле N_minf= N_minp+U величину наименьшего функционального натяга.

N_{min f}=N_{min f}+5(R_aD+R_ad)

N_minf=5.8+5(1,25+0,8)=16.03.

Выбор посадки.

По известным предельным функциональным натягам посадка выбирается так, чтобы был обеспечен запас прочности при эксплуатации (N_з=N_min-N_minf) и технологический запас прочности соединения (N_зс=N_minf-N_min).

Изобразим принципиальную схему полей допусков посадки с натягом в системе отверстия. Указываем на схеме наибольший функциональный натяг N_maxf=107,25 мкм.

По таблице 1.30 ([1]) в 4….8 квалитетах подбираем поле допуска вала, у которого es<107,25 мкм на минимальную из всех возможных величин.

Выбираем посадку: Æ53 H8/s7

У которой N_max=83мкм, N_min=7мкм

N_зс=N_maxf-N_max

N_зс=107.25-83=24.25 мкм

От нижней границы поля допуска вала (ei=мкм) откладываем наименьший функциональный натяга (N_minf=16.03мкм) и отмечаем этот уровень как 57 мкм. Следовательно верхнее отклонение отверстия ES<57 мкм. По таблице 1.36 ([1]) подбираем поле допуска отверстия , у которого EI=0 , ES<57 мкм .

Принимаем поле допускаH8: отверстия Æ42H8(^+0.039)

N_зе=N_minf-N_min

N_зе=16.05-7=9.03 мкм

Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:

T_N= N_max-N_min

T_N=83-7=76

Рекомендуется значение К=1…2.Следовательно, посадка выбрана точно.

3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Для подшипникового узла быстроходного вала выбрать и обосновать класс точности подшипника качения.

Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца.

По величине радиальной нагрузки рассчитать и выбрать посадку для циркуляционно нагруженного кольца.

Выбрать и обосновать посадку местно или колебательно нагруженного кольца.

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

Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей.

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

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

Определить допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса.

Обозначить посадки подшипников качения на чертеже.

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

Выбор и обоснование класса точности подшипников качения

Выбираем подшипник, исходя из формулы

, так как передача цилиндрическая, то следовательно . Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии.

По таблице 16.3 ([3]) назначаем подшипник № 309.

Номинальные размеры подшипника: d=45мм; D=100мм; В=25мм; r=2,5мм.

В редукторе сельскохозяйственных машин в основном применяются подшипники качения 0 класса. Следовательно, принимаем класс точности подшипника – 0.

Выбор вида нагружения внутреннего и наружного кольца.

Изучая конструкцию редуктора цилиндрического, устанавливаем, что кольцо воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения и передаёт её также последовательно всей посадочной поверхности вала, следовательно, внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционный вид нагружения.

Анализируя условия работы соединения, устанавливаем, что наружное кольцо подшипника не вращается относительно действующей на него радиальной нагрузки, следовательно, кольцо воспринимает нагрузку лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передаёт её соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса. Такой вид нагружения наружного кольца подшипника называется местным.

Расчёт и выбор посадки для циркуляционно нагруженного кольца по величине радиальной нагрузки.

Выбор посадки для циркуляционно нагруженного кольца производится по интенсивности радиальной нагрузки. Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле:

в=В-2r

Принимаем по табл. 4.92 ([2], стр 287) поле допуска для внутреннего циркуляционно нагруженного кольца js6 с предельными отклонениями по табл. 1.29 ([1]): es=0 мкм; ei=-15 мкм.

Посадка подшипника на вал

Æ

где, L0 – поле допуска посадочного размера (диаметра) внутреннего кольца подшипника класса точности 0. предельные отклонения внутреннего диаметра кольца подшипника приведены в табл. 4.82 ([2])

Выбор и обоснование посадки местно нагруженного кольца.

Поле допуска на диаметр отверстия в корпусе под местно нагруженное кольцо подшипника выбираем по табл. 4.89 ([2], стр 285). Принимаем поле допуска Н7 с предельными отклонениями по табл. 1.36 ([1]): ES=35мкм; EI=0

Посадка подшипника в корпусе:

Æ100

где l0-поле допуска посадочного размера (диаметра) наружного кольца подшипника класса точности 0.

Предельные отклонения выбираем по табл. 4.83 ([2]

Внутреннее кольцо подшипника	Вал	наружное кольцо подшипника	Отверстие в корпусе
О 45 L0	О 45 js6	О 100 l0	O 100 H7

Таблица 3.1-Выбор посадки подшипника №309 для заданных условий работы

Расчёт предельных размеров деталей подшипникового узла, предельных и средних натягов и зазоров.