Федеральноеагентство по образованию
ГОУ ВПО
«Сибирскийгосударственный технологический университет»Факультет: Механический
Кафедра:технологии конструкционных материалов и машиностроения
Расчет валамеханизма натяжения ремня вентилятора.
Пояснительнаязаписка
Руководитель:
___________ГончароваЯ.С.
(подпись)
_____________________
(оценка) (дата)
Разработал:
Студент гр.91-01
Горнаков____________
(подпись)
Содержание
1 Расчет посадки снатягом
1.1 Требования,предъявляемые к посадке с натягом
1.2 Расчет посадки снатягом
2 Выбор посадки длягладкого цилиндрического сопряжения и расчет
калибров
2.1 Выбор посадки для сопряжения «ось –распорная втулка»
2.2 Расчет исполнительныхразмеров калибров
3 Выбор посадки шлицевогосоединения
4 Расчет и выбор посадокколец подшипника качения
4.1 Характеристикаподшипников качения
4.2 Расчет и выборпосадок колец подшипника качения
4.3 Определениемонтажного зазора
Список использованнойлитературы
Задание на курсовое проектирование
Тема: «Расчетмеханизма натяжения ремня вентилятора»
Таблица А1 –Исходные данные для расчета(вариант 4)Сопряжение а б в г d, мм
d2,
мм
l,
мм Мкр, Нм
Р,
Кн
d,
мм Шпонка призматическая, соединение плотное
l,
мм Номер подшип.
R,
кН класс 30 55 45 100 0,6 35 35 107 0,5 6
Примечание:
1. Узел работаетспокойно, нагрузка спокойная
2. Материал вала –Сталь 45.
3. Материал втулки –Сталь 15.
Таблица А2 – Исходные данные для расчета размерной цепиA1 A2,A3 A4 A5 A6 A0 108H9 19h7 65h9 5js10 5js10 0.2-0.5
Приводвентилятора осуществляется 2-мя клиновыми ремнями. Крыльчатка вентилятораустанавливается на фланец шкива. Шкив установлен на 2-х подшипниках на оси. Осьзапрессована в кронштейн. В оси нарезана резьба, в которую завинчиваетсянатяжной болт с контргайкой. В кронштейне имеются отверстия – прорези,позволяющие перемещать на определенную величину вентилятор в сборе и тем самымрегулировать натяжение ремня.
2. Расчетпосадки с натягом.
2.1 Требования,предъявляемые к посадке с натягом
Посадки с натягом в механизмах имашинах применяют для соединения деталей и передачи крутящего момента.Прилагаемый к сопряжению крутящий момент должен передаваться за счет силтрения, возникающих на сопрягаемых поверхностях деталей под воздействиемнатяга. При выборе посадки для конкретного сопряжения необходимо выдержать дваусловия:
1.Принаименьшем натяге должна обеспечиваться передача внешнего момента, осевой силыили их совместного действия.
2.Принаибольшем натяге выбранная посадка не должна разрушать сопрягаемые детали.
2.2Расчетпосадки с натягом
Для расчета предложено сопряжениешкиф — ось. По заданию (пункт «а», рис. 7) на сопряжение действует крутящиймомент и осевая сила, поэтому расчет посадки с натягом будем вести для условиясовместного действия крутящего момента и осевой силы.
Условия выбора посадки:
/>; />;
где />;/> — допустимый минимальный имаксимальный натяги в сопряжении;
/> ; />-минимальный и максимальный натяги выбранной посадки.
Величинунаименьшего натяга /> приусловии, что сопрягаемые поверхности идеально гладкие, рассчитывают по формуле
/> (1.1)
где pэ – удельное эксплуатационное давление по поверхностиконтакта, Па;
d-номинальный диаметр соединения, м;
Е1, Е2 – модулиупругости соединяемых деталей (Е1и Е2=2,0/>)
С1, С2 –коэффициентЛяме.
/>
Определим величину удельногоконтактного эксплутационного давления:
/> (1.2)
где n – коэффициент запаса прочностисоединения на возможные перегрузки, принимаю n=1
Мкр – крутящий момент
Р – осевая сила
d, l- номинальные диаметр и длина соединения.
f- коэффициент трения.(приложения А.2)
/>
Определим наименьшийрасчетный натяг />,предварительно определив коэффициенты Ляме:
/> (1.3)
/> (1.4)
где d1,d2, — диаметры колец, мм;
/> и />-коэффициенты Пуассона для металлов вала и отверстия, принимаю равными />=0,3 и />=0,3.
/>
/>;
/>;
Определим минимальныйнатяг [/>], обеспечивающийпередачу заданного крутящего момента и осевой силы:
[/>]=/>/>; (1.5)
где /> — поправка на смятиенеровностей детали;
/> – поправка на различныетемпературные условия сборки и работы, а также различные коэффициенты линейногорасширения деталей;
/> – поправка на деформациюдеталей от центробежных сил.
Учитывая, что сборка иэксплуатация механизма натяжения ремня вентилятора осуществляется с небольшойразницей температур, а скорость вращения колеса невысокая, примем поправки /> и />, равными 0.
Поправку />определим из выражения:
/>; (1.6)
где />-коэффициент смятиянеровностей отверстия втулки и вала, К=0,25 для деталей из одинаковогоматериала, сборка со смазкой.
/>и/> -высота неровностей поверхностей отверстия и вала. />=3,2и />=6,3 (при точностиизготовления вала по 6-му квалитету, а отверстия по 7-му)
/>
[/>]= 3,2+5,8 = 9мкм
Найдем [P/>] по формуле:
/>=/> (1.7)
/>=/> (1.8)
где />Па; />Па – предел текучести.
Определим />, приняв для расчетаменьшее значение [P/>]:
/>=/> (1.9)
Определим максимальнодопустимый натяг [/>]
[/>]=/>/>; (1.10)
где /> -поправка на увеличения контактного давления у торцов охватывающей детали,принимаем равной 1.
[/>]=/>/>=95,8мкм.
Условия выбора посадкивыполняются: />=9,4мкм>[/>]=9мкм
/>=90мкм]=95,8мкм.
Постандарту ГОСТ25347-82 выберем предпочтительную посадку Ǿ45 />
2.3 Расчетдеформаций сопрягаемых деталей.
При расчетепосадок с натягом, после выбора посадки по стандарту, в необходимых случаяхпроизводят расчет деформаций сопрягаемых деталей.
Расчетдеформаций деталей выполняют в тех случаях, когда эти деформации могут повлиятьна работу других деталей механизма, например, деформация кольца подшипникакачения может привести к заклиниванию тел качения. В наших условиях деформациявала не влияет на работу других деталей.
Величинудеформации шкива определим по формуле:
/>; (2.1)
где /> — удельное давление примаксимальном натяге выбранной посадки;
/> (2.2)
/>
2.4 Расчет усилиязапрессовки деталей.
Усилиезапрессовки при сборке посадки с натягом определяется для того, чтобы выбратьоборудование и оснастку.
Рассчитаем необходимоеусилие /> при запрессовки собираемыхдеталей:
/>; (2.3)
где /> — коэффициент трения призапрессовки; />=(1,5-1,2)f =1,4/>=0,21
/>
3. Выбор посадокшлицевых соединений.
Посадки шлицевыхсоединений с прямобочным профилем ГОСТ 1139-84 строятся в системе отверстия.Они осуществляются по центрирующей поверхности и по боковым поверхностям впадинвтулки и зубьев вала, т.е. по D и b. или по d и b. илитолько по b. Допуски на элементы шлицевогосоединения являются комплексными. Они включают в себя погрешность размераэлемента и погрешность взаимного расположения и формы этого элемента.
Для обеспечениясобираемости шлицевых деталей предусматривается гарантированный боковой зазормежду боковыми сторонами зубьев и впадин, а также между нецентрируемымиповерхностями. Эти зазоры компенсируют погрешность профиля и расположениешлицев вала и втулки.
8*36*42
b=7
d1=33.5
a=1.02
Выбираем центрирование понаружному диаметру D как наиболеетехнологичное. Нагрузка спокойная, соединение неподвижное.
Исходя из данных условий выбираемпо ГОСТ 1139-84 посадку для шлицевого соединения:
Ǿ42 />
Выбираюшлицевое соединение: D-8*36*42H7/h8*7F8/h7
По ГОСТ 25347-82 определимпредельное отклонение размеров:
Отверстие 42H7:
IT=22мкм; EI=0; ES=+22мкм;
Вал Ǿ42h8:
IT8=39мкм; es=0; ei=-39мкм
Ширина впадин отверстия: 7F8:
EI=0; IT=22 мкм; ES=+22мкм
Толщина зубьев вала: 7h7:
ei-=-22мкм; es=0; IT=22мкм
4.Расчет ивыбор посадок колец подшипника качения.
4.1 Характеристика подшипниковкачения.
Подшипники каченияявляются наиболее распространенными стандартными узлами, изготовляемые наспециализированных заводах. Они обладают полной внешней взаимозаменяемостью поприсоединительным размерам, т.е. по наружному диаметру Dнаружного кольца и внутреннемудиаметру dвнутреннего кольца. Полнаявзаимозаменяемость по присоединительным поверхностям позволяет быстромонтировать и заменять изношенные подшипники качения.
По роду тел каченияподшипники делятся на шариковые, роликовые и игольчатые, по виду воспринимаемойнагрузки они бывают радиальными, осевыми (упорные) и радиально-упорными, повеличине воспринимаемой нагрузки делятся на пять серий: тяжелую, среднюю,легкую, особо легкую и сверхлегкую.
4.2 Расчет ивыбор посадок колец подшипника качения.
По заданию выбратьпосадки колец подшипника качения №209, класс точности 5, работающего в условияхспокойной нагрузки и радиальной нагрузке R=3,0 кН.
1. По стандарту ГОСТ520-89 определимосновные размеры подшипника №109:
d=45мм;D=85мм; В=20мм; r=2,0мм
2. Определим видынагружения колец подшипника:
а) внутреннее кольцо d=45мм имеет циркуляционноенагружение, т.к. в данной конструкции механизма оно является подвижным;
б) наружное кольцо D= 85мм имеет местное нагружение, т.к.в данной конструкции механизма оно является неподвижным;
3. Определиминтенсивность нагружения наружного кольца и выберем посадку наружного кольцаподшипника:
/>; (4.1)
где R- радиальная нагрузка;
b=В-2r=20-2*2=16мм- рабочая длина посадочного места внутреннего кольца на вал.
K/>=1 – динамический коэффициентпосадки. (при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации)
F=1– коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натягапри полом вале или тонкостенном корпусе. (вал сплошной)
F/>=1 – коэффициент неравномерностираспределения радиальной нагрузки
/> н/мм
Вычисленному значению /> соответствует посадка 85G6;
EI=-10мкм; ES=15мкм; IT6=15мкм
4. Выберем посадку для циркуляционно-нагруженногокольца подшипника качения d=45мм.При спокойной нагрузке и неразъемном корпусе необходимо выбрать посадку:
45 К5 :
es=+3мкм; ei=-9мкм; IT5=16мкм
5. Выборпосадки для гладкого цилиндрического сопряжения и расчет калибров.
5.1Выбор посадки для сопряжения «ось– распорная втулка»
Для сопряжения (пункт«б») ось – распорная втулка выберем посадку 45/>;
Обоснованием для этогоявляется:
а) распорная втулкапредназначена для ограничения смещения в осевом направлении внутренних колецподшипников качения и во время работы относительно оси неподвижна, а поэтомупринят низкий, 11-й квалитет.
б) при сборке (разборке)подшипникового узла распорная втулка должна надеваться на ось свободно, поэтомупринята посадка с большим зазорам.
в) при выборе такойпосадки ось будет иметь уменьшение диаметра между посадочными местамиподшипников качения, что облегчит сборку подшипникового узла.
5.2Расчет исполнительных размеровкалибров.
Исполнительным размеромкалибра называется размер, который проставляется на рабочем чертеже калибра.Исполнительный размер калибра вычисляется по принципу максимума металла, т.е.на чертеже должен быть записан тот размер, когда на детали будет наибольшееколичество металла. Таким образом для калибра-пробки это будет наибольшийразмер, а для калибра-скобы – наименьший размер.
1. По ГОСТ 25347-82определим предельные отклонения отверстия и вала и вычислим их предельныеразмеры:
а) для отверстия 45Н11(+0,16): />;
/>, т.к. EI=0;
б) для вала 45d11(/>):/>;
/>;
2. По ГОСТ 24853-81определим данные для расчета исполнительных размеров калибров:
а) для отверстия 45Н11: H=11мкм; Z=22мкм; У=0мкм; />=0.
б) для вала 45d11: H/>=11; Z/>=22мкм; У/>=0мкм;/>=0; H/>=2,5мкм:
4. Вычислимисполнительные размеры проходного и непроходного калибров:
а) калибры (пробки) дляконтроля отверстия 45Н11:
/>; (5.1)
/>; (5.2)
/> (5.3)
Исполнительный размеркалибра ПР 45,0275/> мм.
/> (5.4)
/> (5.5)
*сполнительный размер калибра НЕ45,1655/> мм.
б) калибры (скобы) для вала 45d11:
/> (5.6)
/> (5.7)
/> (5.8)
Исполнительный размеркалибра ПР44,9035/>мм:
/> (5.9)
/> (5.10)
Исполнительный размеркалибра НЕ 44,7655/> мм;
5.3 Контрольные калибры.
Контрольные калибры предназначены дляконтроля рабочих калибров-скоб и представляют собой бес шкальные инструменты ввиде шайб (колец), поэтому при расчете исполнительных размеров контрольныхкалибров они рассматриваются как валы.
а) контркалибры к скобам для вала 45d11:
/> (5.11)
/> (5.12)
Исполнительный размер калибраК-ПР44,8992/>мм;
/> (5.13)
/> (5.14)
Исполнительный размер калибраК-НЕ44,76125/>мм;
/> (5.15)
/> (5.16)
Исполнительный размер калибраК-И44,9225/>мм;
6. Расчет размернойцепи.
По заданию на курсовое проектированиенеобходимо провести проверочный расчет размерной цепи, т.е. установить,обеспечивается ли в узле полная взаимозаменяемость при заданных размерахзвеньев. Проверочный расчет размерной цепи будем вести по методу«минимума-максимума».
Исходные данные для расчета размернойцепи:
А/>=0,2-0,5мм-замыкающие звено, толщина стопорного кольца;
А/>=100Н9-длинаучастка ступицы, увеличивающее звено;
А/>=19h7 – высота бурта крышки, уменьшающеезвено;
А/>=19h7 – ширина подшипника, уменьшающеезвено;
А4=65h9 – ширина бурта крышки подшипника,уменьшающее звено;
А5=5js10 – длина распорной втулки,уменьшающее вено;
А6=5js10 – толщина прокладки, увеличивающеезвено.
Условие полной взаимозаменяемости вцепи:
1. допускзамыкающего звена ТА/> должен бытьменьше или равен заданному допуску [ТА/>];
2. наибольшеезначение замыкающего звена размерной цепи А/>max должно быть меньше или равнонаибольшему замыкающему звену заданному [А/>max];
А/>maxmax]
3. наименьшеезначение замыкающего звена А/>min должно быть больше или равнозаданному значению замыкающего звена [А/>min];
А/>min>[А/>min]:
1.По ГОСТ25346-82определим предельные отклонения и допуски составляющих звеньев:
А/>=108Н9=1080.087;IT9=87мкм.
А/>=A3=19h7=19-0.021; IT7=21мкм.
А4=65h9=16+0.074;IT9=74мкм.
A5=A6=5js10=5-0.024; IT10=24
2. Определим номинальный размерзамыкающего звена:
А/>=А/>-( А/>+ А/>+A4+A5+A6)=108-(19+19+65+5+5)=0
3. Определим среднее отклонение Ес(А/>) замыкающего звена:
Ес(А/>)=/>
Ес(А/>;A3)=/>
Ес(А4)=/>
Ec(A5;A6)=/>
Ес(А/>)= Ес(А/>)-[ Ес(А/>)+ Ес(А/>)+Ес(А4)+Ес(А5)+Ес(А6)]=
=0,044-((-0,01)+(-0,01)+(-0,037)+(-0,012)+(-0,012))=0,125мкм
4.Найдем допуск замыкающего звена:
Т А/>=Т А/>+Т А/>+Т А/>+Т∙А4+Т∙А5+Т∙А6=0,087+0,021+0,021+0,074++0,024+0,024=0,251мкм
Допуск исходного звена:
[ТА/>]=[А/>max]- [А/>min]=0,5-0,2=0,3мм
Допуски составляющих звеньев оставим без изменения,т.к.
Т А/>=0,251]=0,3мм.
5. Вычислим предельныеразмеры замыкающего звена:
Еs(А/>)=А/>max= Ес(А/>)+/>
Еi(А/>)=А/>min= Ес(А/>)-/>мм
Сравним полученныерезультаты с заданными:
А/>min= -0,025>[А/>min]=0,2мм – условие не выполняется.
А/>max=0,275max]=3,1мм.
Расчеты показывают, чтоодно из условий не выполняется, а значит в узле не будет обеспечиваться полнаявзаимозаменяемость.