3.3.1 Визначення найменшого функціонального натягу

де,

- найменший розрахунковий натяг;

- поправка на шорсткість.

Визначаємо найменший розрахунковий натяг:

, де

- модуль пружності матеріалу;

= 0,08 – коефіцієнт тертя при запресовці деталей;

С_1,,С₂-коефіціенти,які визначаються за формулами:

, де

=54 – зовнішній діаметр втулки;

= 79 – ділильний діаметр колеса;

= 0,3 - коефіцієнти Пуасона для сталі.

= = 3,07

та

, де

= 20 – внутрішній діаметр втулки;

=38 – зовнішній діаметр втулки;

= 0,3 - коефіцієнти Пуасона для сталі.

== 1,23

Отже

.

Розраховуємо поправку на шорсткість:

,

де k = 0,6 - коефіцієнт, що враховує висоту стиснення нерівностей валу та отвору втулки;

Rz = 6,3 та Rz =3,2 – висота нерівностей поверхонь отвору та валу,

мкм.

Визначаємо найменший функціональний натяг:

Рисунок 3.11 – Ескіз з‘єднання зубчастого колеса з втулкою

3.3.2 Вибір стандартної посадки

Найменший функціональний натяг = 23,5 мкм, тому найближчою посадкою, яка забезпечує цей натяг за стандартом ГОСТ 25347-82, являється посадка H7/t6.

З’єднання 38H7/t6

- Для отвору 54H7 за стандартом ДСТУ2500-94 визначаємо граничні відхилення

Нижнє основне відхилення EJ = 0

Верхнє відхилення

ES = EJ + TD = 0 + 0,03 =+ 0,03

Номінальний розмір D = 54

Визначаємо граничні розміри отвору

Найбільший граничний розмір

= + = 54 + 0,03 = 54,03

Найменший граничний розмір

= + EJ = 54

Дійсний розмір отвору повинен бути в межах 54...54,03

- Для валу 54t6 за стандартом ДСТУ2500-94 визначаємо граничні відхилення

Нижнє основне відхилення ei = +0,054

Верхнє відхилення es = ei + Td, де

Td = 0,016 – допуск валу

es = 0,054 + 0,016 = 0,07

Номінальний розмір валу d = 54

Визначаємо граничні розміри валу

Найбільший граничний розмір

= d + es = 54 + 0,07= 54,07

Найменший граничний розмір

= d +ei =548 +0,054 = 54,054

Дійсний розмір придатного валу повинен бути в межах 54,054...54,07.

- Для з’єднання 54H7/t6

Найбільший граничний натяг

= - = 0,07

Найменший граничний натяг

= - = 0,024

Найбільш ймовірний натяг

=(+ ) =0,047

За результатами розрахунків будуємо схему розташування полів допусків з‘єднання H7/t6

Рисунок 3.12 – Схема розташування полів допусків з’єднання H7/t6

3.4 Розрахунок і вибір посадок підшипника кочення 0-204

Вибрати посадку підшипника кочення методом розрахунку і визначити характер з’єднання підшипника за приєднуючими поверхнями.

Побудувати схему розташування полів допусків посадки внутрішнього кільця підшипника на вал і зовнішнього кільця в корпус з нанесенням всіх розрахункових величин. Визначити і вказати на схемах величини зазорів і натягів.

Виконати ескіз посадочних елементів вала і корпуса з постановкою на них допусків, позначення шорсткості та допусків форми і розміщення поверхонь.

ВИХІДНІ ДАНІ:

= 2,5 кН – радіальне навантаження;

0 - клас точності підшипника;

C – характер навантаження, з сильними ударами і вібрацією;

204– номер підшипника;

Для циркуляційно навантажене кільце, посадку вибирають за інтенсивністю радіального навантаження:

=

В = 15 - ширина підшипника;

= В -2r – ширина контактуючої поверхні;

r = 1.5 – радіус округлення підшипника;

= 1 – динамічний коефіцієнт;

= 1 – коефіцієнт, який враховує ступінь послаблення посадки у випадку полого валу;

= 1 – коефіцієнт, який враховує ступінь нерівномірності розподілу навантаження у випадку

= = = 409Н/мм

За табл. 9.3 визначаємо, що даній інтенсивності радіального навантаження відповідає посадка „js”, квалітет точності приймаємо 6, тоді посадка внутрішнього кільця на вал позначається L0/k6.

Інше кільце(зовнішнє) монтуємо з невеликим робочим зазором. Для корпусу підшипника призначаємо посадку „Н” і квалітет точності 7, тоді посадка зовнішнього кільця в корпус має вигляд Н7/l0.

Визначаємо характер з’єднання підшипника за приєднуючи ми поверхнями: