Дано сопряжения колеса с валом Æ70 Н7/р6. Нарративное интервью – направляемый исследователем свободный рассказ о жизни, текст которого подлежит качественному анализу

Дано сопряжения колеса с валом Æ70 Н7/р6

2.2.1. Обосновать расчетным путем выбор стандартной посадки с натягом (без дополнительного крепления шпонкой или шлицами) по наименьшему расчетному натягу, определяемому исходя из воспринимаемых соединением крутящего момента и осевой силы.

2.2.1.1. Исходные данные: крутящий момент Т=1000 Нм; осевая сила F_a=5000 H; вал сплошной d=70 мм; диаметр ступицы колеса d_ст=105 мм; длина ступицы =85 мм; материал вала сталь 45 с =340 Мпа; материал ступицы колеса сталь 40Х с =540 Мпа; сборка осуществляется нагревом охватываемой детали, то есть колеса.

2.2.1.2. Давление на поверхности контакта вала и ступицы, возникающие под влиянием натяга

,

где F_t, F_a -окружная и осевая силы в соединении;

d - номинальный диаметр соединения,

ℓ - длина ступицы,

f – коэффициент трения в соединении.

F_t = 28570 H;

F_a=5000H; d=70 мм; ℓ =85 мм; f=0,14. Тогда q =11,1 H/мм²

2.2.1.3. Расчетный наименьший натяг

[N_min]=q*d*()+5*(R_ad + R_aD),

где Е₁,Е₂ – модули упругости материала вала и ступицы;

С₁,С₂ – коэффициенты;

R_ad, R_aD – среднее арифметическое отклонение профиля поверхности вала и отверстия.

E₁=E₂=2,1*10⁵ МПа

C₁= - μ₁

C₂= + µ₂

где µ₁,µ₂-Пуассона материала вала и ступицы,

d₁-внутренний диаметр полого вала

µ₁=µ₂=0,3; d₁=0. Тогда C₁=0,7, C₂=2,9 наименьший натяг равен

[N_min]=11,1*70* +5*(0,8+1,6)*10^-3 = 0,0133+0,012=0,0253 мм

2.2.1.4. Выбираем стандартную посадку исходя из рекомендованного для натяга поля допуска вала Н7[ q_л ]. Для ø 70H7 из[ 1] ЕS=+30 мкм, ЕI=0 мкм.

N_min=ei - ES; ei= N_min + ES=25,3+30=55,3 мкм.

По таблице предельных отклонений валов в посадках с натягом и номинальным размером 70 мм ищем поле допуска с ei 55,3 мкм. Таким полем допуска является s6: es=+78 мкм и ei=+59 мкм.

N_min=ei-ES=59-30=29 мкм > 25,3 мкм,

N_max=es-EI=78-0=78 мкм

2.2.1.5. Допуски отверстия и вала

TD=ES-EI=30-0=30 мкм,

Td=es-ei=78-59=19 мкм.

2.2.1.6. Допуск посадки

TN=TD+Td=30+19=49 мкм.

 

2.2.1.7.Вероятное рассеивание натяга

TN_p= = =35,5 мкм

2.2.1.8. Средний натяг

N_m=

2.2.1.9. Наибольший и наименьший вероятные натяги

N_{p max}=N_m+0,5TN_p=53,5+0,5*35.5=71,25 мкм

N_{p min}=N_m-0,5TN_p=53,5-0,5*35.5=35,75 мкм

N_pmin [N_min]; 35,75 >29;

N_pmax [N_max];71,25< 78.

2.2.1.10.Схема расположения полей допусков.

 

 

2.2.1.11.График рассеивания натяга

 

*Значения указаны в мкм

 

2.2.2.Обосновать расчетным путем выбор стандартной посадки с натягом (без дополнительного крепления шпонкой или шлицами) по наибольшему допустимому натягу, исходя из условий прочности соединяемых деталей.

2.2.2.1.Исходные данные: крутящий момент Т=1000 Н·м; осевая сила F_a=5000 Н; вал сплошной d=70 мм; диаметр ступицы колеса d_ст=105 мм; длина ступицы l=85 мм; материал вала сталь 45 с σ_T=340 МПа; материал ступицы сталь 40х с σ_T=540 МПа; сборка осуществляется нагревом охватываемой детали, т.е. колеса.

2.2.2.2.Допустимое предельное давление на контактных поверхностях

[P_вала]=0,58*σ_T=0,58*340=197 МПа

[P_отв]= 0,58*σ_T * =0.58*540* =174Мпа

принимаем меньшее из допустимых давлений [P]=174 МПа

2.2.2.3.Наибольший допустимый натяг

[N_max]=[P]*d*()*

где Е_1, Е₂- модули упругости материалов вала и ступицы; С_1,С₂- коэффициенты; γ - коэффициент, учитывающий увеличение удельного давления у торцов ступицы.

Е₁=Е₂=2,1*10⁵ МПа;

=0,94;

С₁=1-µ₁ ; С₂= +µ₂

Где µ_1,µ₂- коэффициенты Пуассона материалов вала и ступицы.

µ₁=µ₂=0,3;

C₁=1-0,3=0,7;

C₂= =2,9;

[N_max]= 174*70* =0,196

2.2.2.4. По [N_max] по таблице [2] выбираем посадку H8/х8 с предельными натягами N_max=192 мкм N_min=100 мкм

2.2.2.5.Предельные отклонения отверстия и вала [1]

Ш70 H8:ES=+46 мкм, ЕI=0 мкм;

Ш70 х8:es=+192 мкм, ei=+146 мкм

2.2.2.6. Допуски размеров отверстия и вала

TD=ES-EI=46-0=46 мкм

Td=es-ei=192-146=46 мкм

2.2.2.7. Допуск посадки Н8/х8

TN=TD+Td=46+46=92 мкм

2.2.2.8. Вероятное рассеивание натяга

TN_p= = =65,05 мкм

2.2.2.9.Средний натяг.

N_m= =169 мкм

2.2.2.10. Наибольший и наименьший вероятные натяги.

N_{p max}=N_m+0,5*TN_p=169+0,5*65,05=201,52 мкм,

N_{p min}=N_m-0,5*TN_p=169-0,5*65,05=136,48 мкм.

N_{p max} [ N _max ]; 201,52<192

N_{p min} [ N _min ]; 136,48>146.

2.2.2.11 Схема расположения полей допусков

2.2.2.12 График рассеивания натяга (значения указаны в мкм)

 

 

 

2.5.Дано:один из подшипникового узла выходного вала редуктора имеет конический однородный роликоподшипник №7215, внутренним диаметром D=130 мм, ширина посадочного места на вал В=26 мм и в отверстии с=22 мм, радиусы закругления кольца r=2,5 мм и r₁=0,8 мм, коэффициент безопасности k_б=1,4, радиальная нагрузка F₂=10000 Н, осевая нагрузка F_а=2000 Н.

 

2.5.1.Обосновать по смыслу, а для циркуляционного нагруженного кольца и расчетным путем выбор посадок колец подшипников на вал и в корпус.

 

2.5.1.1.При вращающемся вале наружное кольцо подшипника испытывает местное нагружение и для него рекомендуется установка в корпус с небольшим зазором для обеспечения проворачиваемости и возможности осевого перемещения при регулировке осевого зазора и компенсации температурного расширения. В этом случае из рекомендуемых [2]полей Н7 и J_s7 выбираем поле Н7.

 

2.5.1.2. При вращающемся вале внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционное нагружение и для него рекомендуется посадка с небольшим натягом, чтобы исключить развальновку и контактную коррозию посадочного места вала. Посадка выбирается по интенсивности нагрузки.

P

где F_r-радиальная нагрузка на опору, кН; k_б- коэффициент безопасности, в- рабочая ширина посадочного места, м.

в=В-2r,

где В- ширина посадочного места на вал, r- радиус фаски кольца.

При F_r=10кН, к_б=1,4, В=0,026 м, 2r=(2,5+0,8)*10^-3=0,0033 м

Получаем Р=616,7 кН/м. Такая интенсивность нагрузки позволяет нам выбрать посадку на вал κ6.

Посадка в корпус Н7 (рекомендация для подшипников класса 0[2]).

 

2.5.2. Схема расположения полей допусков сопрягаемых поверхностей подшипника на валу и в корпусе, крышки подшипника(значения допусков посадочных поверхностей колец подшипника по ГОСТ 520-71[1,2])

 

2.5.2.1. Схема для внутреннего кольца подшипника и вала ø 75L0/k6

2.5.2.2. Схема для наружного кольца подшипника и отверстия ø130H7/ l 0

2.5.2.3.Схема для крышки подшипника и отверстия в корпусе ø130H7/h6

 

 

2.7.Для вала, указанного в исходных данных, составить и рассчитать сборочную размерную цепь,полагая необходимую “осевую игру” вала замыкающим размером, а толщину набора прокладок – компенсирующим размером.

 

2.7.1.Эскиз вала в сборе

2.7.2.Исходным звеном, определяющим функционирование механизма является замыкающий размер осевой зазор А₀, рекомендуемый в интервале 0,2….0,5 мм. Принимаем А₀=0,3±0,1 мм. Суммарную толщину двух наборов прокладок принимаем в интервале к=4…5 мм. Этот размер является компенсирующим.

Номинальная величина компенсирующего звена

К=А₀-(),

Где А₀- осевой зазор; А_jув - размеры, увеличивающие размер исходного звена, кроме компенсирующих А₂ и А_4,(А₃); А_јум - размеры, уменьшающие размер исходного звена (А₁,А_5,А₆,А₇,….А₁₂); n- число увеличивающих размеров, кроме компенсирующих; Р - число уменьшающих размеров.

К=0,3-(340-30-26-26-60-73-55-18-26-30)=4,3 мм

 

2.7.3. Допуски на звенья размерной цепи: для конических подшипников №7215 ТА₆=ТА₁₂=300 мкм [1,2]; для остальных размеров цепи, кроме компенсирующих, назначаем поле допуска h12: ТА₅=ТА₁=250 мкм; ТА₇=ТА₁₁=210 мкм; ТА₃=570 мкм; ТА₈=ТА₉= ТА₁₀=300 мкм; осевой зазор, подлежащий компенсации ТА₀=200 мкм.

 

2.7.4.Допуск и предельные размеры компенсатора К:

ТК ТА_j-ТА₀=2*300+2*210+570+3*300-200=2790 мкм

=0,4-(340-(29,75+29,75+25,7+25,79+59,7+72,7+54,7+17,79+25,7))=1,98 мм

=0,2-(339,43-(30+30+26+26+60+73+55+18+26))=4,77 мм

 

2.7.5.Толщина и количество прокладок

из условия , где - суммарная толщина постоянных прокладок, принимаем

Этот размер разбиваем на две постоянные прокладки и

Число сменных прокладок

Толщина сменных прокладок

Проверка:

.