По [1] таблица 1.49, выбираем стандартную посадку. При невозможности подобрать стандартную посадку воспользуемся посадкой из [1] таблица 1.30. Исходим из условия:
Выбираем посадку 50 мм.
Наименьший натяг Nmin= ei−ES =0.041−0.030=0.011 мм.
Наибольший натяг Nmax= es−EI =0.060−0=0.060 мм.
Средний натяг Nm=0.0355 мм.
Допуск натяга TN=Nmax−Nmin=0.049 мм.
Определяем запас прочности при сборке:
(3.10)
Запас прочности при эксплуатации:
(3.11)
В результате получили, что > условие выполняется.
Находим необходимое усилие для запрессовки деталей без применения термических методов сборки, [1] формула 1.121:
(3.12)
где – коэффициент трения при запрессовке, [1] с. 367.
f=0.12
– удельное давление при максимальном натяге выбранной посадки, определяемое, [1] формула 1.122:
(3.13)
Зная величину удельного давления при максимальном натяге выбранной посадки, вычисляем необходимое усилие для запрессовки деталей без применения термических методов сборки:
3.2 Схематическое изображение полей допусков. Эскизы сопряжения его деталей.
Рисунок 3.2. Схема взаимного расположения полей допусков.
50
Размерные параметры отверстия 50 H7. [1] по табл. 1.36
Номинальный размер Dn=50 мм.
Верхнее предельное отклонение ES=+0.030 мм.
Нижнее предельное отклонение EI= 0мм.
Среднее предельное отклонение Em== мм.
Наибольший предельный размер Dmax=Dn+ES=50+0.030=50.030 мм.
Наименьший предельный размер Dmin=Dn+EI=50+0=50 мм.
Средний предельный размер Dm= мм.
Допуск размера TD=ES−EI=0.030−0=0.030 мм.
Размерные параметры вала 50r6. [1] по табл. 1.30
Номинальный размер dn=50 мм.
Верхнее предельное отклонение es=+0.060 мм.
Нижнее предельное отклонение ei=+0.041мм.
Среднее предельное отклонение em== мм.
Наибольший предельный размер dmax=dn+es=50+0.060=50.060 мм.
Наименьший предельный размер dmin=dn+ei=50+0.041=50.041 мм.
Средний предельный размер dm= мм.
Допуск размера Td=es−ei=0.060−0.041=0.019 мм.
Наименьший натяг Nmin= ei−ES =0.041−0.030=0.011 мм.
Наибольший натяг Nmax= es−EI =0.060−0=0.060 мм.
Средний натяг Nm=0.0355 мм.
Допуск натяга TN=Nmax−Nmin=0.049 мм.
Эскизы сопряжения червячного колеса с валом-шестерней показано в странице 13.
4 Расчет и выбор посадок колец подшипников качения
4.1 Выбор класс точности подшипника и определение видов нагружения колес.
В соответствии с заданием [3] табл. П.3.1., выберем и рассчитаем подшипниковый узел d15, сопряжениешарикового радиального однорядного подшипника (31) с валом-червяка (29). Из, [3] табл. П.3.2., принимаем для внутреннего кольца подшипника мм. Серия подшипника 400.
Принимаем следующие условия: для подшипниковой стали . Принимаем радиальную силу реакции на опоре
Fr =1500. Определяем геометрические параметры подшипника [6] табл. П.1.1., для подшипника 407: d=35 мм, D=100 мм, B=25 мм, R=2.5 мм.
Диаметры наружного кольца подшипника D и внутреннего кольца d приняты соответственно за диаметры основного вала и основного отверстия.
Из анализа работы подшипникового узла устанавливаем виды нагружения колец подшипника, [2] с.815. Радиальная нагрузка на опору подшипника действует постоянно в одном направлении, при этом внутреннее кольцо подшипника должно вращаться вместе с валом, во избежание износа цапфы вала и развальцовки сопрягаемой поверхности кольца. Внешнее кольцо при этом находится в корпусе неподвижно. Из выше сказанного следует, что дорожка внутреннего кольца поочерёдно нагружается действующей на опору силой, в результате его вращения относительно постоянной по направлению нагрузки, следовательно, вид нагружения внутреннего кольца циркуляционный. Дорожка наружного кольца нагружена постоянно в одной и той же зоне, поэтому вид нагружения наружного кольца местный.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.