В соответствии со степенью точности и номинальным размерам вала-шестерни и червячного колеса принимаем соответствующие числовые значения отклонения соосности 0.016 и 0,025. [1] табл. 2.40.
Сопряжение тихоходного вала 9 с зубчатым полумуфтой 17. По параметрам рабочих поверхностей шкивов ременных передач подбираем шероховатости равные для вала Ra=0.23 мкм , для шкива Ra=0.4 мкм.[1] табл. 2.68.
Для сопряжения между тихоходного вала с зубчатым полумуфтой принимаем отклонение формы поверхностей от цилиндричности, допуск цилиндричности для отверстия 0.006, для вала 0.004. [2] табл. 2.18.
В соответствии со степенью точности и номинальным размерам тихоходного вала и зубчатого полумуфты принимаем соответствующие числовые значения отклонения соосности 0.012 и 0,020. [2] табл. 2.40.
3 Расчет посадок с натягом
3.1 Расчет и выбор посадок с натягом
Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных соединений деталей без дополнительного крепления винтами, гайками, шпонками, штифтами и т.д. Относительная неподвижность деталей при этом достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей.
В соответствии с заданием [3] таблица П.3.1., выберем и рассчитаем посадку с натягом d6, сопряжение червячного колеса (1) с валом-шестерней промежуточным (2). Из таблицы [3] П.3.2., примем для данной посадки мм, также T=40 Нм, кН.
Принимаем материал сопрягаемых деталей – Сталь 60 с МПа, шероховатость поверхности вала мкм, а отверстия – мкм. Значения шероховатостей деталей принимаем по [1] таблица 2.68. Сборку осуществляем под прессом.
Рисунок 3.1. Схема сопряжения с натягом.
Определяем незаданные геометрические параметры деталей сопряжений
[3] c. 11:
d2= (1,6-1,8) dн.с=1,7·0,050=0,085 м; (3.1)
l =(1,4-1,6) dн.с=1,5·0,050=0,075 м;
где: – наружный диаметр зубчатого колеса;
dн.с – номинальный диаметр зубчатого колеса;
– ширина зубчатого колеса;
Находим величину минимального удельного давления, возникающего на контактируемых поверхностях и необходимого для передачи крутящего момента. [1] формула 1,109:
где: f – коэффициент трения, выбираемый из таблицы [1] 1.104.
Принимаем f=0.1, поскольку обе сопрягаемые детали изготовлены из стали, [1] таблица 1.104.
Па
Рассчитываем величину минимально необходимого натяга, обеспечивающего неподвижность соединения, используя известное соотношение для определения напряжений и упругих перемещений в толстостенных цилиндрах, [1] формула 1.110:
(3.3)
где и – модули упругости материалов ступицы и вала, и – коэффициенты Лямэ, определяемые по формулам, [1] с 334:
(3.4)
(3.5)
где: и – коэффициенты Пуассона для ступицы и вала.
Значения и выбираем по [1] таблица 1.06.
;
.
Принимаем и . Из [1] таблица 1.106.
Получив все необходимые значения, подсчитаем величину минимального натяга, [1] формула 1.110:
мкм (3.6)
Определяем наименьший допустимый натяг с учетом уменьшения действительного натяга за счет смятия неровностей при запрессовке:
(4.7)
, мкм
Рассчитываем максимально допустимое удельное давление ,при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей по [1] формулам 1.115 и 1.116.
Для вала , МПа (3.8)
, Мпа
Для втулки: , МПа (3.9)
, МПа
Находим величину наибольшего расчетного натяга, для этого возьмем минимальное значение допустимого удельного давления, [1] формула 1.117:
(3.10)
Вычисляем наибольший допустимый натяг с учетом среза и смятия неровностей, [1] формула 1.113:
мкм (3.11)
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.