Курсовая работа (т): Расчет посадок сопряжений редуктора заднего моста автомобиля ВАЗ 2101

2.      Расчет и выбор посадок для подшипников качения

Согласно заданию определяем тип, класс точности и номер подшипника.

По условию:

Первый подшипник Р2-27307 - роликовый конический упорный

подшипник второго класса точности с параметрами:= 80 мм - наружный диаметр;= 35 мм - внутренний диаметр;

В = 21 мм - ширина внутреннего кольца;= 2,5 мм; r = 0,8 мм - радиус закругления;

Второй подшипник Р2-27306 - роликовый конический подшипник второго класса точности с параметрами:= 72 мм;= 30 мм;

В = 19 мм;= 2 мм; r = 0,8 мм;

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Находим радиальное усилие F_r, Н:

,

где F_t - окружное усилие, Н;

знак делительного конуса, град;

передаточное число передачи; - угол наклона линии зубьев.

Находим передаточное число U:

Находим угол делительного конуса , град:

Находим окружное усилие F_t, Н:

 М_кр - крутящий момент навалу, Нм;_n - нормальный модуль зубчатого колеса, м;- число зубьев колеса.

Угол наклона зубьев принимают равным 10.

Находим осевое усилие F_a, Н:

Находим равнодействующую силу, действующую в зацеплении F, Н:

 H

Составляем сумму моментов относительно точек C, D и определяем реакции опор R_C и R_D, Н:

ΣМ_С = 0

Находим R_C и R_D:

Определяем вид нагружения колец подшипников.

По ГОСТ 3325-85 принимаем: вид нагружения внутреннего кольца - циркуляционный; вид нагружения наружного кольца - местный.

Поле допуска под наружнее местно нагруженное кольцо определяем согласно табл. 4.89, стр. 285.

Принимаем поле допуска - J_S7.

где R - радиальная реакция опоры на подшипник;

К_п - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузки до 150% умеренных толчках и вибрации К_п = 1; при перегрузки до 300%, сильных ударов и вибрации К_п = 1,8). Принимаем К_п = 1;- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при сплошном вале F = 1;- рабочая ширина посадочного места, мм.

где В-ширина кольца подшипника, мм;- радиус закругления или ширина фаски кольца подшипника, мм.

Поле допуска для внутреннего циркуляционного кольца подшипников 27307 и 27306 принимаем i_S6.

По интенсивности нагрузки выбираем посадки для внутреннего и

наружного кольца.

Для внутреннего кольца: посадка  

Для наружного кольца: посадка  

По ГОСТ-3325-85 находим предельные отклонения размеров колец:

 предельные отклонения размеров внутреннего кольца;

 предельные отклонения размеров наружного кольца.

 ГОСТ 25346-89 находим отклонения вала и корпуса при выбранных посадках:

 отклонения для диаметра вала;

 отклонения для диаметра корпуса.

Определяем наибольший зазор S_max, мкм, и натяг N_max, выбранной посадки при установке колец подшипников на вал:

зазор S_max, мкм, и натяг N_max, мкм, при установки наружного кольца в корпусе:

 поверхностей вала и корпуса под кольца подшипников качения.

 работы подшипникого узла зависит от точности самого подшипника и точности присоединительных размеров. Поэтому стандарт предусматривает для различных классов точности шероховатость присоединительных размеров R_a, мкм, и отклонения от цилиндричности присоединительных размеров.

роховатость присоединительных размеров для 2 класса точности для посадочных поверхностей валов, отверстий корпусов и торцов заплечиков валов R_a=0,32 мкм.

Отклонение от цилиндричности присоединительных размеров для 2 класса точности не допускается.

3.       Выбор посадок для резьбовых соединений

При равных наружных диаметрах (d, D) метрические резьбы с мелким шагом отличаются от резьбы с крупным шагом меньшей высотой профиля. В виду того, что Р_мелкР_круп и ѱ_мелкѱ_круп то и КПД резьбовой пары η_мелкη_круп.

Понижение КПД резьбы с мелким шагом является следствием увеличения работы сил трения, поэтому по сравнению с резьбой, имеющей крупный шаг, резьбы с мелким шагом более надежны против самоотвинчивания. Это дает возможность рекомендовать резьбы с крупным шагом главным образом для соединения деталей, не подвергающихся переменной нагрузке, толчкам, сотрясениям и вибрациям, а резьбы с мелким шагом к соединениям, подвергающимся нагружению такого характера.

Принимая во внимание выше изложенные рекомендации выбираем резьбу М16 x 1,5.

Болт М16 x 1,5; Гайка М16 x 1,5

Диаметр - 16 мм; шаг - 1,5 мм.

Определяем значения среднего d₂ (D₂) диаметра и внутреннего d₁ (D₁) диаметра [с. 144, табл. 4.24]:

Средний диаметр  мм

Внутренний диаметр  мм

Выбираем посадку для резьбового соединения в соответствии с [с. 151, табл. 4,2]:  

Определяем отклонения [с. 153, табл. 4,9] и вычисляем предельные диаметры резьбового соединения.

Расчет предельных размеров для болта, мм:

Средний d₂ es = -32; ei = -172

Наружний d es = -32; ei = -268

Внутренний d₁ es = -32; ei = 0

 мм;

 мм;

 мм;

 мм;

 мм.

 предельных размеров для гайки, мм:

 ES = 190; EI = 0

 ES = 300; EI = 0

 мм;

 мм;

 мм;

 мм;

 мм.

В соответствии с полученными значениями строим схему расположения полей допусков для внутренней и наружной резьбы.

4.      Выбор посадок для шлицевого соединения

Шлицевые соединения используются при передачи больших крутящих моментов и более высоких требованиях к соостности соединяемых деталей. Среди шлицевых (зубчатых) соединений, к которым относятся соединения с прямобочным, эвольветным и треугольным профилем зубьев прямобочные соединения наиболее распространены. Они применяются для подвижных и неподвижных соединений.

В зависимости передаваемого крутящего момента устанавливается три типа соединений: легкой, средней и тяжелой серии.

Шлицевое соединение применяем для передачи крутящего момента от карданного вала к первичному валу редуктора заднего моста автомобиля ВАЗ 2101.

Согласно заданию выбираем шпоночное соединение 10х18х23.

Из табл. 4.71, стр. 250, выбираем размеры и число зубьев шлицевого соединения с прямобочным профилем шлицев:= 3;= 15,6;= 23;= 10;= 0,3;= +0,2;= 0,2.

где b - ширина боковой поверхности зубьев, мм;- внутренний диаметр шлицевого соединения, мм;- наружний диаметр шлицевого соединения, мм;- число зубьев шлицевого соединения;

Данное шлицевое соединение относится к тяжелой серии. Так как присутствует наличие термообработки (закалка), то выбираем способ центрирования по внутреннему диаметру d.

Определяем посадку для центрирующего диаметра d по табл. 4.73, стр. 253:

- 15,6Н7/g6

Определяем посадку для нецентрирующего диаметра D по табл. 4,72, стр. 252:

- 23Н12/а11

Определяем посадку для ширина боковой поверхности зубьев b по табл. 4,74, стр. 253:

- 3D9/h9

Записываем обозначение шлицевого соединения с учётом найденных посадок:

для отверстия этого же соединения:

и вала:

Согласно полученным значениям строим эскиз шлицевого соединения

5.      Расчет размерных цепей

 и отклонение замыкающего звена по допускам составляющих звеньев.

, что все звенья, составляющие размерную цепь, изготовлены по какому-либо одному квалитету, кроме подшипников качения.

составляющих звеньев размерной цепи берем из табл. 1.8, стр. 44; допуски на подшипники берем из табл. 4.82, стр. 213._i = 2,52_2i = 1,56_3i = 1,31_4i = 1,86_5i = 1,31

Определяем номинальный размер замыкающего звена , мм:

  размеры увеличивающих звеньев, мм;

 число увеличивающих звеньев;

 размеры уменьшающих звеньев, мм;

 число уменьшающих звеньев.

Определяем число единиц допуска на замыкающее звено:

Выбираем 11 квалитет.

По Т11 сумма допусков:

Значение приемлемо, т.к.

Определяем допуск замыкающего звена Т, мкм:

допуски звена, мм;

коэффициент, зависящий от закона распределения.  если ошибки определяются законом нормального распределения.

Для удобства расчета верхнее отклонение допуска замыкающего звена Е_S, мм, и нижнее отклонение , мм выражают через середину поля допуска , мм:

Сначала находим середину поля допуска, а затем верхнее и нижнее отклонения допуска замыкающего звена.