Назначение посадок для всех сопрягаемых соединений

натяг посадка подшипник допуск

Сопряжение 1-3

- посадка с натягом. Посадка для внутреннего кольца подшипника (по расчетам).

Сопряжение 1-2

- посадка с зазором. Посадка для наружного кольца подшипника (по расчетам).

Сопряжение 4-2

- посадка с зазором («скользящая»), применяется для подвижных соединений.

Сопряжение 2-5

- посадка с зазором («движения»), применяется для подвижных соединений.

Сопряжение 5-6

Ø60 - посадка с натягом («прессовая тяжелая»), предназначены для соединений, на которые воздействуют тяжелые.

- посадка с зазором. Предпочтительная посадка для среднего класса точности.

Сопряжение 8-10

- посадка с зазором («скользящая»), применяется для подвижных соединений.

Сопряжение 8-11

- посадка с зазором («скользящая»), применяется для подвижных соединений.

Сопряжение 9-10

Ø45 - посадка с натягом («прессовая средняя»), предназначены для передач в которых применение посадок с большим натягом недопустимо по условиям прочности деталей.

2. Расчет посадки с натягом для соединения 5-6

Расчетная схема посадки с натягом приведена на рис. 1.

Рисунок 1 - схема посадки с натягом

Исходные данные для расчета: внутренний диаметр охватываемой детали 6 d₁ = 30 мм, наружный диаметр охватываемой и внутренний диаметр охватывающей деталей d = 60 мм, наружный диаметр охватывающей детали d₂ = 120 мм, длина сопрягаемых поверхностей деталей 5-6 L = 60 мм, осевая сила Р_О = 8000 Н.

Материал детали 5 Сталь 20 с пределом текучести Н/м², модуль упругости Е₁ = 2,1·10¹¹ Н/м², коэффициент Пуассона . Материал детали 6 Сталь 45 с пределом текучести Н/м², модуль упругости Е₁ = 2,1·10¹¹ Н/м², коэффициент Пуассона , коэффициент трения f = 0,08.

По известным значениям внешних нагрузок и размерам соединения определяем требуемое минимальное давление на контактных поверхностях соединения:

; (2.1)

где R_ос - продольная осевая сила, R_ос=8 кН;

М_k - крутящий момент, М_k =0 Нм;

l - длина контакта, l=0,06 м;

d_н.с. - диаметр сопряжения, d_н.с.=0,06 м;

f - коэффициент трения, f=0,08.

.

По полученным значениям p определяем необходимое значение наименьшего расчетного натяга N_min:

; (2.2)

где Е₁ и Е₂ - модули упругости материалов охватываемой и охватывающей деталей, Па;

с₁ и с₂ - коэффициент Ляме, определяемые по формулам:

; (2.3) ; (2.4)

где и - коэффициенты Пуассона;

d₁=30 мм, d₂=120 мм.

;

Тогда .

Величина минимального допустимого натяга определяем с учетом поправок:

; (2.5)

где - поправка, учитывающая смятие поверхностей деталей;

- поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей и температуры сборки;

- поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил;

- поправка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках.

=5 (R_a1+R_a2)=5 (1,25+0,63)=9,4 мкм.

=0, так как температура сборки и деталей одинакова.

=0, так как детали не вращаются относительно друг друга.

Принимаем с учетом возможных разборок =5 мкм.

Тогда .

На основе теории наибольших касательных напряжений определяем максимальное допустимое удельное давление [p_max]. В качестве [p_max] берется наименьшее из двух значений:

; (2.6)

. (2.7)

где и - пределы текучести материалов.

,

Следовательно .

Определяем наибольший расчетный натяг:

. (2.8)

104 мкм.

Определяем величину максимального допустимого натяга с поправками:

;

где - коэффициент увеличения давления с торцов, =0,75.

.

По справочнику допусков и посадок выбираем посадку Ø60 , для которой N_max=85 мкм<[N_max], N_min=23 мкм>[N_min].