Расчет механизма уравновешивания. Расчет усилия запрессовки деталей. Выбор посадки шпоночного соединения

поправка на увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали, если длина ступицы l < d

При l > d, U_УД = 1.

Наибольший натяг в соединении, обеспечивающий его прочность, определяется на основе теории наибольших касательных напряжений. Условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности вала и конической шестерни при наибольшем допустимом удельном контактном давлении p_доп. При определении N_max принимают p_доп, меньшее из двух значений.

Для втулки,                                                    (2. 2. 7)

для вала,                                                           (2. 2. 8)

где  s_Т – предел текучести материалов деталей, (прил. А3[1])

s_Т1 = 3,2×10⁸Па,

s_Т2 = 2,6×10⁸Па.

,

.

P_доп=0,72·10⁸Па.

Таким образом, наибольший допустимый натяг, при котором возникает наибольшее допустимое давление p_доп, находят по формуле:

                             (2. 2. 9)                                                           

.

[N_min] = 13мкм

Выбираем посадки  из таблиц системы допусков и посадок по величинам [N_max] ,[N_min]. При этом должны соблюдаться следующие условия:

                                                                           (2. 2. 10)

                                                                                                    (2. 2. 11)

Данным условиям удовлетворяют посадки:

               Æ65,      N_max = 117 мкм, N_min = 41 мкм;

Æ65,       N_max = 96 мкм, N_min = 20 мкм;

Æ65,       N_max = 72 мкм, N_min = 23 мкм;

Æ65,       N_max = 106 мкм, N_min = 57 мкм.

Используя рекомендуемые посадки (ГОСТ 25346-89), выберем предпочтительную посадку: Æ65.

Минимальный и максимальный натяги выбранной посадки:

N_max = 72 мкм, N_min = 23 мкм

Условие выбора посадки выполняется:

N_min = 23 мкм > [N_min] = 13 мкм

N_max = 72 мкм < [N_max] = 106,8 мкм

2. 3 Расчет усилия запрессовки деталей

Усилие запрессовки при сборке посадки с натягом определяется для того, чтобы выбрать оборудование (пресс) и оснастку.

Определим усилие запрессовки P_n по формуле:

                                                ,                                       (2. 3. 1)                                                               где f_n – коэффициент трения при запрессовке,

,                                    (2. 3. 2)                                                           

f =0,15 (прил. А2 [1]);

                                            ;                                     (2. 3. 3)                                                         

N_max – максимальный натяг выбранной посадки, N_max=72 мкм

2. 4 Расчет деформаций сопрягаемых деталей

При расчете посадок с натягом, после выбора посадки по стандарту, в необходимых случаях производят расчет деформаций сопрягаемых деталей.

Величину деформации определим по формуле:

;                                      (2. 4. 1)                                                                       

3. Выбор посадки шпоночного соединения.

Шпоночное соединение шпонка призматическая с закругленными концами в сопряжении вал – звездочка работает с ударами, соединение плотное.

По стандарту ГОСТ 23360-78 (прил. Б [1]) определим основные размеры элементов шпоночного соединения:

d = 65 мм – диаметр вала;

в = 20 мм – ширина шпонки;

h = 12 мм – высота шпонки;

t₁ = 7,5 мм – глубина паза вала;

t₂ = 4,9 мм – глубина паза втулки.

l = 85 мм – длина

По стандарту ГОСТ 25347-82 (прил. Е, Ж, К [1]) определим допуски и предельные отклонения элементов шпоночного соединения:

шпонка…….20h9(_-0,052)

паз вала…….20P9()

паз втулки….20P9()

в пазу вала 20P9/h9

в пазу втулки 20P9/h9

глубина паза вала 7,5^{+0,2 мм}

глубина паза втулки 4,9^{+0,1 мм}

длина паза вала 85Н15

длина шпонки 85h14

4.Расчет и выбор посадок колец подшипника качения.

Подшипник №413, класс точности 6, работает в условиях перегрузок до 300% и радиальной нагрузке R=10,0 кН.

По стандарту ГОСТ 529-89 определим основные размеры подшипника:

d = 65 мм; D = 160 мм; В = 37 мм; r = 3,5 мм.

     Определим виды нагружения колец подшипника:

а) наружное кольцо D = 160 мм имеет местное нагружение, т.к. в конструкции оно является неподвижным;

б) внутреннее кольцо d = 65 мм имеет циркуляционное нагружение, т.к. во время работы вал вращается;

Определим интенсивность нагружения внутреннего кольца по формуле и выберем посадку внутреннего кольца подшипника:

                                               ;                                       (4. 1)                                                   

где R = 10,0 кН – радиальная нагрузка;

b = В – 2r = 37 - 2*3,5 = 30 мм – рабочая длина посадочного места внутреннего кольца на вал;

К_п = 1,8;

F = 1 – коэффициент (прил. В1 [1]), учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе;

F_A  = 1 – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки  под действием осевой силы (прил. В2[1]) .

Вычисленному значению P_Rсоответствует посадка для внутреннего кольца:

Æ65  (прил. В3[1]).

Для наружного кольца, местное нагружение (прил. В7[1]):

Æ160

Вал: Æ65

Отверстие: Æ160

Отклонения колец подшипника:

D_ср = 160 мм; es = 0; ei = -18 мкм.

d_ср = 65 мм; es = 0; ei = -12 мкм.

  Посадка кольца подшипника качения D = 160мм Æ160

  Посадка кольца подшипника качения d = 65 мм Æ65

  Для нормальной работы подшипника качения необходимо иметь рабочий зазор между телами качения и кольцами для размещения смазки и компенсации температурных деформаций. Чем меньше этот зазор, тем равномернее и на большее число тел качения распределяется нагрузка. При значительном зазоре в подшипниковом узле возникают радиальные биения вращающейся детали, а нагрузка воспринимается ограниченным числом тел качения, что сокращает срок службы подшипника.

В тех случаях, когда выбранная посадка циркуляционно-нагруженного кольца имеет большой натяг, следует произвести расчет величины посадочного (монтажного) зазора в подшипнике, т. к. под действием натяга кольцо подшипника может иметь деформацию, превышающую начальный радиальный зазор.

Величина посадочного зазора определяется по формуле:

                                                                              (4. 2)

Где g_н – начальный радиальный зазор;

                                                                       (4. 3)

где d₁ – диаметральная деформация дорожки качения кольца после посадки его с натягом на сопрягаемую деталь.

                                                                           (4. 4)

где N_эф = 0,85N – эффективный (действительный) натяг;

N – измеренный (табличный) натяг;

d₀ – приведенный наружный диаметр внутреннего кольца.

                                                                                (4. 5)

По прил. В5 находим: g_min = 25 мкм, g_max = 65 мкм.

Т. к. , то посадка выбрана правильно.

5. Выбор посадки для гладкого цилиндрического сопряжения и расчет калибров.

Исполнительным размером калибра называется размер, который проставляется на рабочем чертеже калибра. Исполнительный размер скобы  - ее наименьший предельный размер с положительным отклонением, для пробки  и контрольного калибра – их наибольший предельный размер с отрицательным отклонением.

Размеры калибров определяются по формулам приложения А7 [1].

Æ65

1.Калибр – пробка (проходной, непроходной) для отверстия