Федеральне агентство з освіти
ГОУ ВПО
«Сибірський державний технологічний університет»

Факультет: Механічний

Кафедра: технології конструкційних матеріалів та машинобудування
Розрахунок вала механізму натягу ременя вентилятора.
Пояснювальна записка
Керівник:
___________Гончарова Я.С.
^{(Підпис)}
_____________________
^{(Оцінка) (дата)}
Розробив:
Студент гр. 91-01
Горнаков ____________
^{(Підпис)}

Зміст
1 Розрахунок посадки з натягом
1.1 Вимоги, що пред'являються до посадки з натягом
1.2 Розрахунок посадки з натягом
2 Вибір посадки для гладкого циліндричного сполучення і розрахунок
калібрів
2.1 Вибір посадки для сполучення «вісь - втулка розпору»
2.2 Розрахунок виконавчих розмірів калібрів
3 Вибір посадки шліцьового з'єднання
4 Розрахунок і вибір посадок кілець підшипника кочення
4.1 Характеристика підшипників кочення
4.2 Розрахунок і вибір посадок кілець підшипника кочення
4.3 Визначення монтажного зазору
Список використаної літератури

Завдання на курсове проектування

Тема: "Розрахунок механізму натягу ременя вентилятора»
Таблиця А1 - Вихідні дані для розрахунку (варіант 4)

Сполучення
а					б	в		г
d, мм	d2, мм	l, мм	Мкр, Нм	Р, Кн	d, мм	Шпонка призматична, з'єднання щільне	l, мм	Номер подшіп.	R, кН	клас
30	55	45	100	0,6	35		35	107	0,5	6

Примітка:
1. Вузол працює спокійно, навантаження спокійна
2. Матеріал валу - Сталь 45.
3. Матеріал втулки - Сталь 15.
Таблиця А2 - Вихідні дані для розрахунку розмірної ланцюга

Привід вентилятора здійснюється 2-мя клиновими ременями. Крильчатка вентилятора встановлюється на фланець шківа. Шків встановлений на 2-х підшипниках на осі. Вісь запресована в кронштейн. У осі нарізане різьблення, в яку загвинчується натяжна болт з контргайкою. У кронштейні є отвори - прорізи, що дозволяють переміщати на певну величину вентилятор у зборі і тим самим регулювати натяг ременя.

2. Розрахунок посадки з натягом.
2.1 Вимоги, що пред'являються до посадки з натягом
Посадки з натягом у механізмах і машинах застосовують для з'єднання деталей і передачі крутного моменту. Доданий до об'єднання в пару крутний момент повинен передаватися за рахунок сил тертя, що виникають на сполучених поверхнях деталей під впливом натягу. При виборі посадки для конкретного сполучення необхідно витримати дві умови:
1.При найменшому натяг має забезпечуватися передача зовнішнього моменту, осьової сили чи їх спільної дії.
2.При найбільшому натяг обрана посадка не повинна руйнувати сполучаються деталі.
2.2Расчет посадки з натягом
Для розрахунку запропоновано сполучення шкіфом - вісь. За завданням (пункт «а», рис. 7) на сполучення діє крутний момент і осьова сила, тому розрахунок посадки з натягом будемо вести для умови спільної дії крутного моменту й осьової сили.
Умови вибору посадки:
; ;
де ; - Допустимий мінімальний і максимальний натяг у сполученні;
; - Мінімальний і максимальний натяг обраної посадки.
Величину найменшого натягу за умови, що сполучаються, ідеально гладкі, розраховують за формулою
(1.1)
де p е - питомий експлуатаційне тиск по поверхні контакту, Па;
d-номінальний діаметр з'єднання, м;
Е1, Е2 - модулі пружності деталей, що з'єднуються (Е1і Е2 = 2,0 )
С1, С2-коефіцієнт Ляме.

Визначимо величину питомого контактного експлуатаційного тиску:
(1.2)
де n - коефіцієнт запасу міцності з'єднання на можливі перевантаження, приймаю n = 1
Мкр - крутний момент
Р - осьова сила
d, l-номінальні діаметр і довжина з'єднання.
f-коефіцієнт тертя. (додатки А.2)

Визначимо найменший розрахунковий натяг , Попередньо визначивши коефіцієнти Ляме:
(1.3)
(1.4)
де d 1, d 2, - діаметри кілець, мм;
і - Коефіцієнти Пуассона для металів валу і отвори, приймаю рівними = 0,3 і = 0,3.


;
;
Визначимо мінімальний натяг [ ], Що забезпечує передачу заданого крутного моменту й осьової сили:
[ ] = ; (1.5)
де - Поправка на зминання нерівностей деталі;
- Поправка на різні температурні умови складання і роботи, а також різні коефіцієнти лінійного розширення деталей;
- Поправка на деформацію деталей від відцентрових сил.
Враховуючи, що складання та експлуатація механізму натягу ременя вентилятора здійснюється з невеликою різницею температур, а швидкість обертання колеса невисока, приймемо поправки і , Рівними 0.
Поправку визначимо з виразу:
; (1.6)
де -Коефіцієнт зминання нерівностей отвору втулки та валу, К = 0,25 для деталей з однакового матеріалу, складання зі змазкою.
і - Висота нерівностей поверхонь отвору і валу. = 3,2 і = 6,3 (при точності виготовлення валу по 6-му квалітету, а отвори по 7-му)

[ ] = 3,2 +5,8 = 9 мкм
Знайдемо [P ] За формулою:
= (1.7)
= (1.8)
де Па; Па - межа текучості.
Визначимо , Ухваливши для розрахунку менше значення [P ]:
= (1.9)
Визначимо максимально допустимий натяг [ ]
[ ] = ; (1.10)
де - Поправка на збільшення контактного тиску у торців охоплює деталі, приймаємо рівною 1.
[ ] = = 95,8 мкм.
Умови вибору посадки виконуються: = 9,4 мкм> [ ] = 9мкм
= 90мкм <[ ] = 95,8 мкм.
За стандартом ГОСТ25347-82 виберемо бажану посадку Ǿ45
2.3 Розрахунок деформацій деталей, що сполучаються.
При розрахунку посадок з натягом, після вибору посадки за стандартом, в необхідних випадках проводять розрахунок деформацій деталей, що сполучаються.
Розрахунок деформацій деталей виконують в тих випадках, коли ці деформації можуть вплинути на роботу інших деталей механізму, наприклад, деформація кільця підшипника кочення може призвести до заклинювання тіл кочення. У наших умовах деформація вала не впливає на роботу інших деталей.
Величину деформації шківа визначимо за формулою:
; (2.1)
де - Питомий тиск при максимальному натяг обраної посадки;
(2.2)

2.4 Розрахунок зусилля запресовування деталей.
Зусилля запресовування при складанні посадки з натягом визначається для того, щоб вибрати обладнання та оснащення.
Розрахуємо необхідне зусилля при запресовування деталей, що збираються:
; (2.3)
де - Коефіцієнт тертя при запресовування; = (1,5-1,2) f = 1,4 = 0,21

3. Вибір посадок шліцьових з'єднань.
Посадки шліцьових з'єднань з прямобочние профілем ГОСТ 1139-84 будуються в системі отвору. Вони здійснюються за центрирующей поверхні і по бічних поверхнях западин втулки і зубів валу, тобто по D і b. або за d і b. або тільки по b. Допуски на елементи шліцьового з'єднання є комплексними. Вони включають в себе похибка розміру елемента і похибка взаємного розташування і форми цього елементу.
Для забезпечення збирання шліцьових деталей передбачається гарантований бічний зазор між бічними сторонами зубів і западин, а також між нецентріруемимі поверхнями. Ці зазори компенсують похибка профілю і розташування шліців вала і втулки.
8 * 36 * 42
b = 7
d 1 = 33.5
a = 1.02
Вибираємо центрування по зовнішньому діаметру D як найбільш технологічне. Навантаження спокійна, з'єднання нерухоме.
Виходячи з даних умов вибираємо за ГОСТ 1139-84 посадку для шліцьового з'єднання:
Ǿ42
Вибираю шлицевое підключення: D-8 * 36 * 42H7/h8 * 7F8/h7
За ГОСТ 25347-82 визначимо граничне відхилення розмірів:
Отвір 42H7:
IT = 22мкм; EI = 0; ES = +22 мкм;
Вал Ǿ42h8:
IT8 = 39мкм; es = 0; ei =- 39мкм
Ширина западин отвори: 7F8:
EI = 0; IT = 22 мкм; ES = +22 мкм
Товщина зубів валу: 7h7:
ei-=- 22мкм; es = 0; IT = 22мкм

4.Расчет і вибір посадок кілець підшипника кочення.
4.1 Характеристика підшипників кочення.
Підшипники кочення є найбільш поширеними стандартними вузлами, що виготовляються на спеціалізованих заводах. Вони мають повну зовнішньої взаємозамінністю по приєднувальних розмірах, тобто по зовнішньому діаметру D зовнішнього кільця і внутрішньому діаметру d внутрішнього кільця. Повна взаємозамінність по приєднувальних поверхонь дозволяє швидко монтувати і замінювати зношені підшипники кочення.
За родом тіл кочення підшипники поділяються на кулькові, роликові і голчаті, з вигляду сприйманого навантаження вони бувають радіальними, осьовими (наполегливі) і радіально-завзятий, за величиною сприйманого навантаження діляться на п'ять серій: важку, середню, легку, особливо легкої і надлегкої.
4.2 Розрахунок і вибір посадок кілець підшипника кочення.
За завданням вибрати посадки кілець підшипника кочення № 209, клас точності 5, що працює в умовах спокійної навантаження і радіальному навантаженні R = 3,0 кН.
1. За стандартом ГОСТ520-89 визначимо основні розміри підшипника № 109:
d = 45мм; D = 85мм; В = 20мм; r = 2,0 мм
2. Визначимо види навантаження кілець підшипника:
а) внутрішнє кільце d = 45мм має циркуляційний навантаження, тому що у цій конструкції механізму воно є рухомим;
б) зовнішнє кільце D = 85мм має місцеве навантаження, тому що у цій конструкції механізму воно є нерухомим;
3. Визначимо інтенсивність навантаження зовнішнього кільця і ​​виберемо посадку зовнішнього кільця підшипника:
; (4.1)
де R-радіальне навантаження;
b = В-2r = 20-2 * 2 = 16мм - робоча довжина посадочного місця внутрішнього кільця на вал.
K = 1 - динамічний коефіцієнт посадки. (При перевантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації)
F = 1 - коефіцієнт, що враховує ступінь ослаблення посадкового натягу при підлогою валі або тонкостінному корпусі. (Вал суцільний)
F = 1 - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження
н / мм
Обчисленому значенню відповідає посадка 85 G 6;
EI =- 10мкм; ES = 15мкм; IT6 = 15мкм
4. Виберемо посадку для циркуляционно-навантаженого кільця підшипника кочення d = 45мм. При спокійній навантаженні і нероз'ємному корпусі необхідно вибрати посадку:
45 К5:
es = +3 мкм; ei =- 9мкм; IT5 = 16мкм

5. Вибір посадки для гладкого циліндричного сполучення і розрахунок калібрів.
5.1 Вибір посадки для сполучення «вісь - втулка розпору»
Для сполучення (пункт «б») вісь - втулка розпору виберемо посадку 45 ;
Обгрунтуванням для цього є:
а) втулка розпору призначена для обмеження зсуву в осьовому напрямку внутрішніх кілець підшипників кочення і під час роботи щодо осі нерухома, а тому прийнятий низький, 11-й квалітет.
б) при зборці (розбирання) підшипникового вузла втулка розпору повинна вдягатися на вісь вільно, тому прийнята посадка з великим зазорам.
в) при виборі такої посадки вісь буде мати зменшення діаметра між посадочними місцями підшипників кочення, що полегшить складання підшипникового вузла.
5.2 Розрахунок виконавчих розмірів калібрів.
Виконавчим розміром калібру називається розмір, який проставляється на робочому кресленні калібру. Виконавчий розмір калібру обчислюється за принципом максимуму металу, тобто на кресленні має бути записаний той розмір, коли на деталі буде найбільша кількість металу. Таким чином для калібру-пробки це буде найбільший розмір, а для калібру-скоби - найменший розмір.
1. За ГОСТ 25347-82 визначимо граничні відхилення отвору і валу і обчислимо їх граничні розміри:
а) для отвору 45Н11 (+0,16): ;
, Тому що EI = 0;
б) для валу 45d11 ( ): ;
;
2. За ГОСТ 24853-81 визначимо дані для розрахунку виконавчих розмірів калібрів:
а) для отвору 45Н11: H = 11мкм; Z = 22мкм; У = 0мкм; = 0.
б) для валу 45d11: H = 11; Z = 22мкм; У = 0мкм; = 0; H = 2,5 мкм:
4. Обчислимо виконавчі розміри прохідного і непрохідного калібрів:
а) калібри (пробки) для контролю отвори 45Н11:
; (5.1)
; (5.2)
(5.3)
Виконавчий розмір калібру ПР 45,0275 мм.
(5.4)
(5.5)
* Виконавчого розмір калібру НЕ 45,1655 мм.
б) калібри (скоби) для валу 45d11:
(5.6)
(5.7)
(5.8)
Виконавчий розмір калібру ПР44, 9035 мм:
(5.9)
(5.10)
Виконавчий розмір калібру НЕ 44,7655 мм;
5.3 Контрольні калібри.
Контрольні калібри призначені для контролю робочих калібрів-скоб і являють собою біс шкальні інструменти у вигляді шайб (кілець), тому при розрахунку виконавчих розмірів контрольних калібрів вони розглядаються як вали.
а) контркалібри до скоб для валу 45d11:
(5.11)
(5.12)
Виконавчий розмір калібру К-ПР44, 8992 мм;
(5.13)
(5.14)
Виконавчий розмір калібру К-НЕ44, 76125 мм;
(5.15)
(5.16)
Виконавчий розмір калібру К-І44, 9225 мм;

6. Розрахунок розмірного ланцюга.
За завданням на курсове проектування необхідно провести перевірочний розрахунок розмірної ланцюга, тобто встановити, чи забезпечується у вузлі повна взаємозамінність при заданих розмірах ланок. Перевірочний розрахунок розмірної ланцюга будемо вести за методом «мінімуму-максимуму».
Вихідні дані для розрахунку розмірної ланцюга:
А = 0,2-0,5 мм-замикаючі ланка, товщина стопорного кільця;
А = 100Н9-довжина ділянки маточини, що збільшує ланка;
А = 19h7 - висота бурта кришки, що зменшує ланка;
А = 19h7 - ширина підшипника, що зменшує ланка;
А ₄ = 65h9 - ширина бурту кришки підшипника, що зменшує ланка;
А ₅ = 5js10 - довжина распорной втулки, зменшує віно;
А ₆ = 5js10 - товщина прокладки, що збільшує ланка.
Умова повної взаємозамінності у ланцюгу:
1. допуск замикаючого ланки ТА повинен бути менше або дорівнює заданому допуску [ТА ];

2. найбільше значення останнього у ланки розмірної ланцюга А max повинно бути менше або дорівнює найбільшому замикаючому ланці заданому [А max];
А max <[А max]
3. найменше значення останнього у ланки А min повинно бути більше або дорівнює заданому значенню замикаючого ланки [А min];
А min> [А min]:
1.По ГОСТ25346-82 визначимо граничні відхилення та допуски складових ланок:
А = 108Н9 = 108 ^0.087; IT9 = 87мкм.
А = A ₃ = ​​19h7 = 19 _-0.021; IT7 = 21мкм.
А ₄ = 65h9 = 16 _+0.074; IT9 = 74мкм.
A ₅ = A ₆ = 5js10 = 5 _-0.024; IT10 = 24
2. Визначимо номінальний розмір замикаючого ланки:
А = А - (А + А + A ₄ + A ₅ + A ₆₎ = 108 - (19 +19 +65 +5 +5) = 0
3. Визначимо середнє відхилення Ес (А ) Замикаючого ланки:
Ес (А ) =
Ес (А ; A ₃₎ =
Ес (А ₄₎ =
Ec (A _5; A ₆₎ =
Ес (А ) = Ес (А ) - [Ес (А ) + Ес (А ) + Ес (А ₄₎ + Ес (А ₅₎ + Ес (А _6)] =
= 0,044 - ((-0,01) + (-0,01) + (-0,037) + (-0,012) + (-0,012)) = 0,125 мкм
4.Найдем допуск замикаючого ланки:
Т А = Т А + Т А + Т А + Т ∙ А ₄ + Т ∙ А ₅ + Т ∙ А ₆ = 0,087 +0,021 +0,021 +0,074 + +0,024 +0,024 = 0,251 мкм
Допуск вихідної ланки:
[ТА ] = [А max] - [А min] = 0,5-0,2 = 0,3 мм
Допуски складових ланок залишимо без зміни, тому що
Т А = 0,251 <[ТА ] = 0,3 мм.
5. Обчислимо граничні розміри замикаючого ланки:
Еs (А ) = А max = Ес (А ) +
Еi (А ) = А min = Ес (А ) - мм
Порівняємо отримані результати із заданими:
А min = -0,025> [А min] = 0,2 мм - умова не виконується.
А max = 0,275 <[А max] = 3,1 мм.
Розрахунки показують, що одна з умов не виконується, а значить у вузлі не буде забезпечуватися повна взаємозамінність.