Фрагмент тексту роботи
поправка на збільшення контактного тиску у торців деталі, що охоплює, якщо довжина маточини l При l> d, UУД = 1. Найбільший натяг в з'єднанні, що забезпечує його міцність, визначається на основі теорії найбільших дотичних напружень. Умова міцності деталей полягає у відсутності пластичної деформації на контактній поверхні вала і конічної шестерні при найбільшому допустимому питомій контактному тиску pдоп. При визначенні Nmax приймають pдоп. менше з двох значень. Для втулки, (2. 2. 7) для валу, (2. 2. 8) де S т - межа плинності матеріалів деталей, (дод. А3 [1]) Таким чином, найбільший допустимий натяг, при якому виникає найбільше допустиме тиск pдоп. знаходять за формулою: Вибираємо посадки з таблиць системи допусків і посадок за величинами [Nmax], [Nmin]. При цьому повинні дотримуватися наступні умови: Даним умовам задовольняють посадки: Æ65, Nmax = 117 мкм, Nmin = 41 мкм; Æ65, Nmax = 96 мкм, Nmin = 20 мкм; Æ65, Nmax = 72 мкм, Nmin = 23 мкм; Æ65, Nmax = 106 мкм, Nmin = 57 мкм. Мінімальний і максимальний натяг обраної посадки: Nmax = 72 мкм, Nmin = 23 мкм Умова вибору посадки виконується: Nmin = 23 мкм> [Nmin] = 13 мкм Nmax = 72 мкм <[Nmax ] = 106,8 мкм 2. 3 Розрахунок зусилля запресовування деталей Зусилля запресовування при складанні посадки з натягом визначається для того, щоб вибрати обладнання (прес) і оснащення. Визначимо зусилля запресовування Pn за формулою: , (2. 3. 1) де fn - коефіцієнт тертя при запресовуванні, f = 0,15 (дод. А2 [1]); Nmax - максимальний натяг обраної посадки, Nmax = 72 мкм 2. 4 Розрахунок деформацій деталей, При розрахунку посадок з натягом, після вибору посадки за стандартом, в необхідних випадках проводять розрахунок деформацій сполучених деталей. Величину деформації визначимо за формулою: 3. Вибір посадки шпоночно з'єднання. Шпонкові з'єднання шпонка призматична з закругленими кінцями в сполученні вал - зірочка працює з ударами, з'єднання щільне. За стандартом ГОСТ 23360-78 (дод. Б [1]) визначимо основні розміри елементів шпоночно з'єднання: d = 65 мм - діаметр вала; в = 20 мм - ширина шпонки; h = 12 мм - висота шпонки; t1 = 7,5 мм - глибина паза вала; t2 = 4,9 мм - глибина паза втулки. l = 85 мм - довжина За стандартом ГОСТ 25347-82 (дод. Е, Ж, К [1]) визначимо допуски і граничні відхилення елементів шпоночно з'єднання: в пазу валу 20P9 / h9 в пазу втулки 20P9 / h9 глибина паза вала 7,5 +0,2 мм глибина паза втулки 4,9 +0,1 мм довжина паза вала 85Н15 довжина шпонки 85h14 4.Расчет і вибір посадок кілець підшипника кочення. Підшипник №413, клас точності 6, працює в умовах перевантажень до 300% і радіальному навантаженні R = 10,0 кН. За стандартом ГОСТ 529-89 визначимо основні розміри підшипника: d = 65 мм; D = 160 мм; В = 37 мм; r = 3,5 мм. Визначимо види навантаження кілець підшипника: а) зовнішнє кільце D = 160 мм має місцеве навантаження, тому що в конструкції воно є нерухомим; б) внутрішнє кільце d = 65 мм має циркуляційний навантаження, тому що під час роботи вал обертається; Визначимо інтенсивність навантаження внутрішнього кільця за формулою і виберемо посадку внутрішнього кільця підшипника: де R = 10,0 кН - радіальне навантаження; b = В - 2r = 37 - 2 * 3,5 = 30 мм - робоча довжина посадочного місця внутрішнього кільця на вал; F = 1 - коефіцієнт (дод. В1 [1]), що враховує ступінь ослаблення посадкового натягу при порожньому валу або тонкостінному корпусі; FA = 1 - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження під дією осьової сили (дод. В2 [1]). Обчисленого значення PR відповідає посадка для внутрішнього кільця: Для зовнішнього кільця, місцеве навантаження (дод. В7 [1]): Відхилення кілець підшипника: Dср = 160 мм; es = 0; ei = -18 мкм. dср = 65 мм; es = 0; ei = -12 мкм. Посадка кільця підшипника кочення D = 160мм Æ160 Посадка кільця підшипника кочення d = 65 мм Æ65 Для нормальної роботи підшипника кочення необхідно мати робочий зазор між тілами кочення і кільцями для розміщення мастила і компенсації температурних деформацій. Чим менше цей зазор, тим рівномірніше і на більше число тіл кочення розподіляється навантаження. При значному зазорі в підшипниковому вузлі виникають радіальні биття обертається деталі, а навантаження сприймається обмеженою кількістю тіл кочення, що скорочує термін служби підшипника. У тих випадках, коли обрана посадка циркуляционно-навантаженого кільця має великий натяг, слід провести розрахунок величини посадкового (монтажного) зазору в підшипнику, т. К. Під дією натягу кільце підшипника може мати деформацію, що перевищує початковий радіальний зазор. Величина посадкового зазору визначається за формулою: Де gн - початковий радіальний зазор; де d1 - діаметральна деформація доріжки кочення кільця після посадки його з натягом на сполучається деталь. де Nеф = 0,85N - ефективний (дійсний) натяг; N - виміряний (табличний) натяг; d0 - наведений зовнішній діаметр внутрішнього кільця. За дод. В5 знаходимо: gmin = 25 мкм, gmax = 65 мкм. Т. к., То посадка обрана правильно. 5. Вибір посадки для гладкого циліндричного сполучення і розрахунок калібрів. Виконавчим розміром калібру називається розмір, який проставляється на робочому кресленні калібру. Виконавчий розмір скоби - її найменший граничний розмір з позитивним відхиленням, для пробки і контрольного калібру - їх найбільший граничний розмір з негативним відхиленням. Розміри калібрів визначаються за формулами додатка А7 [1]. 1.Калібр - пробка (прохідний, непрохідний) для отворуСхожі матеріали
Схожі статті