Обрану посадку перевіряємо па максимальному натягу:
де, k - коефіцієнт, залежить від серії підшипника, k=2,8 (для середньої серії); [GP]=400 МПа - допустиме напруження при розтягуванні для матеріалу кільця
[N] gt; Nmax (вибраний d=12 мм)
=12 мм=11,988мм
=dmax-Dmin=12,0055-11,9945=0,0011 мм
=11,9945мм=12,0055мм
=es-EI=0,0055- (- 0,008)=0,00135мм
Nmin=ei-ES=- 0,0055-0=- 0,0055мм=ES-ei=0-0,0055=- 0,0055мм=EI-es=- 0,008-0,0055=- 0, 0135мм
=0,0034 мм
Sc=- 0,0068мм
Будуємо схеми розташування полів допусків сполучених поверхонь рис. 3.1
рис 3.1. Схема розташування полів допусків сполучення підшипника і вала
3.3 Вибір посадки для зовнішнього кільця
У нашому випадку зовнішнє кільце підшипника, як і зовнішнє, відчуває циркуляційний вид навантаження.
? 37
Н=37 мм=36,992 мм=36,967мм
ТD=0,025мм.
=Dmax-dmin=36.992-36.989=0.003 мм
=36,989мм=37 мм
Nmax=d max- Dmax=37,000-36,992=0.008мкм
, 5 gt; 0.008
Умова міцності виконується
=es-EI=0- (- 0,033)=0,033мм
Nmin=ei-ES=- 0,011- (- 0,008)=- 0,003мм=ES-ei=- 0,008- (- 0,011)=0,003мм=EI-es=- 0,033-0=- 0,033мм
=0,018мм
Sc=0,0015мм
рис 3.2. Схема розташування полів допусків сполучення підшипника і корпусу редуктора
За додатком VIII [6. с. 196] знаходимо допускаються радіальні зазори в підшипниках? нат. наиб і? нат. наим. Визначимо велечину дотичного радіального зазору за формулою
- радіальна деформація кільця при максимальному натяг посадки Nmax
Умова працездатності виконується 0,0277 gt; 0,02
.4 ескізами підшипникового вузла І деталей сполучення З ПОДЖШІПНІКАМІ
рис.3.1 Ескіз сполучення сателіти з підшипником
рис.3.2 Ескіз вала
рис. 3.3 Ескіз сателіти
4. РОЗРАХУНОК ПОСАДОК з натягом
Посадки з натягом призначені для нерухомих з'єднань нероз'ємних з'єднань (або розбираємо лише в окремих випадках при ремонті), як правило, без додаткового кріплення гвинтами штифтами шпонками і т. д .. Відносна нерухомість деталей при цих посадках досягається за рахунок напружень, що виникають в матеріалі сполучених деталей внаслідок дії деформацій їх контактних поверхонь.
Проведемо розрахунок посадки сполучення осі сателіта 21 з отвором у воділе-шестеро 3. Для цього приймемо l=22,5 мм,, dн.с.=15 мм, d2=0,0225 мм. Rос=1 Kн.
Шорсткість приймаємо рівною Rzd=8, Rzdk=5,3. Корпус і зубчасте колесо виготовлено з СЧ (?=0.25).
Рис. 4.1 Розрахункова схема
Зовнішній діаметр маточини dст, мм, определяеться за формулою
ст=1.7dн.с.,
де dн.с- номінальний діаметр вала, 15 мм, ст=1.7 * 15=25.5 мм
Довжина маточини
lст=1.5 * dн.с
ст=1.5 * 15=22.5 мм
У результаті розрахуємо величину найменшого натягу, здатного передати такі навантаження:
,
де ЕD і Еd - модулі пружності матеріалів втулки і валу, табл. 1.6
[1, ч. 1, с. 335]; CD і Cd - коефіцієнт Ляме для втулки і валу.
Визначимо необхідні величини:
1) визначимо необхідну величину тиску на поверхні:
2) визначимо коефіцієнти Ляме:
Розрахуємо необхідний натяг:
Дана величина повинна бути скоригована з урахуванням зминання поверхонь, тому що розрахована величина не буде забезпечена внаслідок зниження шорсткості в процесі запресовування.
Будемо вважати, що величина зминання і зрізання поверхонь у зв'язку з запрессовкой становить 60% від їх висоти.
Визначимо найменший допустимий натяг з урахуванням зменшення дійсного натягу за рахунок зминання нерівностей при запресовуванні
Виберемо посадку з таблиць, системи допусків і посадок, при цьому враховуємо умова відносної рухливості сполучених деталей.
Остаточно приймаємо для d=15 мм посадку?
Виконаємо розрахунок по найбільшому допускаемому тиску для забезпечення міцності деталей, що сполучаються.
для вала -
для втулки -
В якості [Pmax] приймаємо найменший з двох значень
Знаходимо величину найбільшого розрахункового натягу
Обчислюємо найбільший допустимий натяг з урахуванням зрізу і зминання нерівностей
Знаходимо необхідне зусилля для запресовування деталей без застосування термічни...
