Расчёт функциональных натягов




Задача 2

 

1. Рассчитать и выбрать посадку с натягом для соединения зубчатого колеса с валом (рис. 2.1).

2. Выполнить анализ полученной посадки и построить схему расположения полей допусков.

3. Обозначить посадку соединения и поля допусков сопрягаемых деталей на эскизах.

Таблица 1 – Исходные данные

Диаметр соединения вала, d, мм  
Диаметр впадин зубчатого колеса,  
Длина соединения вала и зубчатого колеса, L, мм  
Крутящий момент,  
Шероховатость поверхности вала, 6,3
Шероховатость поверхности зубчатого колеса, 6,3
Марка стали  
Предел текучести, Па 36·107

 

Таблица 2 – Основные данные для расчёта

 

Название и размерность параметра вала и колеса   Вал   Зубчатое колесо
Длина соединения L, мм Диаметр соединения (вала и отверстия ступицы), мм L = 120   d = D = 150
Диаметр впадин зубчатого колеса, мм Модуль упругости, Па (Н/ м2) Предел текучести, Па (Н/ м2) Коэффициент Пуассона μ Шероховатость поверхности, мкм     Ed = 2,06 · 1011 σT = 36 · 107 μd = 0,3 Rzd = 6,3   d2 = 300 ED = 2,06 · 1011 σT = 36 · 107 μD = 0,3 RzD = 6,3

Рисунок 1 – Общий вид вала в сборе

Расчёт функциональных натягов

 

Используя один из методов расчёта посадок с натягом [1, 3, 4, 5] и др., вычисляем значения наименьшего расчётного натяга, обеспечивающего взаимную неподвижность соединяемых деталей, и наибольшего расчётного натяга, определяющего прочность соединяемых деталей.

Натяги Nmin и Nmax, обеспечиваемые стандартной посадкой, должны удовлетворять условиям:

Nminф < Nmin, Nmaxф > Nmax.

Значение наименьшего расчётного натяга определяется по формуле, мкм:

 

, (2.1)

 

где РЭ удельное контактное эксплуатационное давление при действии крутящего момента, Па:

 

, (2.2)

 

где f – коэффициент трения, f = 0,15;

n – коэффициент запаса прочности соединения, n = 1,5 – 2;

D = d – номинальный диаметр соединения, м;

L – длина соединения, м.

Па

 

CD и Cd – коэффициенты Ламэ:

 

(2.3)

(2.4)

 

где d1 – внутренний диаметр вала (если вал полый), м. В нашем случае d1 = 0;

d2 – наружный диаметр втулки или впадин зубчатого колеса, м.

Подставляя полученные значения величин в (2.1), получим:

 

Nmin расч = 54,968 мкм;

 

Наибольший расчётный натяг определяется по формуле, мкм:

 

, (2.5)

 

где Рдоп – наибольшее допускаемое давление на поверхности вала или втулки, Па:

на поверхности втулки отсутствуют пластические деформации при

 

(2.6)

 

на поверхности вала отсутствуют пластические деформации при

 

(2.7)

 

Исходя из наименьшего допускаемого давления Рдоп, получим (2.5) максимальный расчётный натяг Nmax расч = 405,437 мкм.

Находим поправку к расчетному натягу на смятие неровностей поверхности детали URz, остальные поправки можно принять равными нулю [1, 3, 4].

 

мкм,

 

где k – коэффициент, учитывающий высоту смятия неровностей отверстия втулки и вала (табл. 3). Для принятого метода сборки (с нагревом зубчатого колеса) принимаем k = 0,5.

Таблица 3

Метод сборки соединения k
Механическая запрессовка при нормальной температуре без смазочного материала 0,25 – 0,5
со смазочным материалом 0,25 – 0,35
С нагревом охватывающей детали 0,4 – 0,5
С охлаждением вала 0,6 – 0,7

 

С учетом поправки величины граничных допустимых значений функциональных натягов для выбора посадки будут равны:

 

мкм,

мкм.

 

Схема расположения полей допусков посадки с натягом в системе отверстия, используемая для выбора стандартной посадки, представлена на рис. 2.2. Нижнее отклонение основного отверстия EI = 0.

Рис. 2.2. Схема расположения полей допусков

посадки с натягом в системе отверстия



Поделиться:




Поиск по сайту

©2015-2024 poisk-ru.ru
Все права принадлежать их авторам. Данный сайт не претендует на авторства, а предоставляет бесплатное использование.
Дата создания страницы: 2017-06-11 Нарушение авторских прав и Нарушение персональных данных


Поиск по сайту: