Расчет, выбор и обоснование посадок соединений (стр. 2 из 3)

Наименова-ниесопряжения	Номналь-ныйразмер,мм	Посадка	Зазоры,мм		Натяги,Мм		ДопускПосадокТsn, мм
			Smax	Smin	Nmax	Nmin
Шпонкапаз вала	20	N9/h9	0.052	-	0.052	-	0.104
Шпонка-паз втулки	20	Js9/h9	0.078	-	0.026	-	0.104

Эскизы нормального шпоночного соединения, его деталей, схема расположе-ния полей допусков на размер b приведены дальше.Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, в пределах которого находятся как отклонения ширины паза,так и отклонения его расположения /2/ ч.1, таблица 2.66, с. 517-522.Ограничение всех этихотклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами.

Таблица 1.3.2 – Характеристики посадок шпоночного соединения

На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производят с помощью предельныхкалибров. Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрическойповерхности втулки до дна паза ( d + t2) контролируют пробкой со ступенчатым вы-

ступом.Глубину паза вала t1 проверяют кольцевыми калибрами –глубиномерами; симметричность расположения паза относительно освойплоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой, а у вала – накладной призмойс контрольным стержнем.

При ремонте машин можно использовать как универсальные средстваизмерния, так и калибры. Из большого числа размеров шпоночного соединения засчет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов иширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можноиспользовать унивесальные средства измерения, а при восстановлениижелательно применятьпредельные калибры.

1.3Выбор посадок для шлицевых соединений

1.3.1 Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилемзубъев

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 /2/ с.250 табл. 4.71определяем серию и раз мерb прямобочного шлицевого соединения.

Поля допусков и посадки для размеров b и D выбираем по /2/ с.253 табл.4.73. Поля допусков нецентрирующего диаметра - d выбираем по /2/ с.253 табл.4.75. Окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей назначаем по /2/ c.517 табл.2.66. Результаты выбора посадок, окончательного механического метода обработки и шероховатости поверхностей деталей сводим в табл. 1.4.

Условное обозначение выбранного прямобочного шлицевого соединения

D-8x28х32H7/f7x7F8/f8

Проводим проверку зубьев прямобочного шлицевого соединения на условие прочности из расчёта на смятие по формуле 4.2 /1/ с.51:

σсм = Tn/([SF] 1) £[σсм] /1/ стр.51

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

1 - длина шлицевого соединения, 1=45мм,

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

[σсм] = 40МПа). Определяем [sF]:

[SF] =(Т/[σсм]1) = 30,21*103/(40*45)=16,78 мм³/мм.

Применяем шлицевое прямобочное соединение лёгкой серии табл.4.71 стр.250/1/ (z*d*D =8*28*32) для которого [SF] =126 мм³/мм.

1.3.2 Схема расположения полей допусков, эскизы шлицевого соединения и его деталей приведены в приложении.

1.3.3 Шероховатости центрируемых и нецентрируемых поверхностей деталей

шлицевого соединения назначены в зависимости от вида обработки и эксплуатационного назначения соединения представлены в таблице 1.4.

1.3.4 Контроль соединений

Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными 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 калибрамиустанавливаются в стандартах по ГОСТ 6033-80 на комплексные калибры.

Таблица 1.4 - Поля допусков и шероховатость деталей шлицевого соединения D-8x28х32H7/f7x7F8/f8

Параметры	Поле допуска	Отклонения, мкм		Ra/2/ таблица2.66,с.517
		Верхнее	Нижнее
Центрирующие параметры
ОтверстиеD=32мм	H7	ES=25	EI=0	1,6
ВалD=32мм	f7	es=-25	ei=-50	1,6
Ширина впадины отверстия	7F8	ES=+35	EI=+13	1.25
Толщина зуба вала	7f8	es=-13	ei=-35	1.25
Нецентрирующие параметры
Отверстие d=28мм	H11	ES=+130	EI=0	8
Вал d=28мм	-	es=0	ei=-1300	8

2 ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ

2.1 Расчет и выбор посадок с натягом

Передаваемый крутящий момент Т= 249.2 Hм , диаметр вала d= 60 мм.

2.1.1Расчет 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- ( 60/ 102 )² ] = 133.9 МПа

вала

pдоп d ≤ 0,58 σTd [ 1 – ( d 1/ D )² ] = 0,58 * 353 * [ 1 – ( 0/60)² ] = 204,7 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 = 133.9 МПа .

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

Nmax доп = pдоп d ( СD /ED + Сd / Ed) = 133.9 * 106 * 0,060*( 0,7 + 2,36) / 2 * 1011 = 126.9 мкм

Значение коэффициентов Ляме ( коэффициент жесткости деталей):

СD = [1+(d/D)²] / [ 1- (d/D)²] + µ = [1+(60/102)²] / [1-(60/102)²] +0,3 = 2,36

Cd= [1+(d1/d)²] / [ 1- (d1/d)²] - µ =[1+(0/60)²] / [1-(0/60)²] - 0,3 = 0,7

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

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

Определяем величину наибольшего функционального натяга с учетом смятия микронеровностей:

N max F = Nmax доп + u= 126.9 + 8,15 = 135.05 мкм

где u-поправка на смятие микронеровностей поверхностей,

u =5*(RaD+Rad)=5*(1,0+0,63)=8,15мкм

цилиндрический шлицевый посадка цепь

Расчет наименьшего функционального натяга

Определяем величину наименьшего допустимого давления на сопряженных поверхностях деталей

Pmin = 2T / ( π d² l f1 ) = 2 * 249.2/ ( 3,14 * 0,060² * 0,084*0,1 ) = 5.2МПа

Определяем величину наименьшего функционального натяга

Nmin расч = Pmind [(CD / ED) + (Cd / Ed)] =5.2*106*0,060* (0,7+2,36) / 2*1011 = 4.78 мкм

Определяем величину наименьшего функционального натяга с учётом смятия микронеровностей

Nmin F = Nmin расч + u = 4.78+ 8,15 = 12.93 мкм.

Выбор посадки

NmaxT < NmaxF на величину запаса прочности соединения при сборке

(технологический запас прочности), т.е.

Nз.c. = NmaxF - NmaxT

NminT > NminF на величину запаса прочности соединения при эксплу атации, т.е.

Nз.e. = NminT — NminF

По таблице 1.49 /1/ стр.153-257 определяем, что данным условиям удовлетворяет посадка

Æ60 H7/u7. Для выбранной посадки определяем:

NmaxТ =117 мкм

NminТ = 57 мкм

Nз.с = NmaxF-NmaxТ =135.05-117=18.07 мкм,

Nз.е= NminТ- NminF= 57-12.93=44.07 мкм,

Определим коэффициент запаса точности выбранной посадки

Kf= (NmaxТ- NminF)/ TN = (112-12.93)/60=1,65

Значение коэффициента запаса точности выбранной посанки Kf = 1…2.

3РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику. Это подшипник B (правая опора). Rв =6264 H подшипник № 311 .

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

По /2/ ч.2, таблица 4.88, 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 поинтенсивности радиальной нагрузки.

Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле:

PR = R/ b * К1* К2 * К3 =6264/(29-2*3) *1* 1*1 = 272кH/м,

Где R – радиальная реакция опоры на подшипника, кН; b – рабочая ширина посадочного места, м (b = B – 2r, B – ширина подшипника; r – радиус закругления или ширина фаски кольца подшипника); kп – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации kп = 1; при перегрузке до 300%, сильных ударов и вибрации kп = 1,8); F – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F = 1, табл 4.90); FA – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипников или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору. Значения FA, зависящие от (A/R)ctgβ, приведены втаблице 4.91(β – угол контакта тел качения с дорожкой качения наружного кольца зависят от конструкции подшипника). Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом FA = 1.