3.Расчет и выбор посадок с натягом

1. Расчёт посадки с натягом существующим методом

Подобрать посадку с натягом для соединения вала с центром червячного колеса (номинальный диаметр сопряжения D=80 мм, d₁=20мм, диаметр ступицы d₂=120 мм, длина посадочной поверхности l=60 мм, осевая сила Р=30000 Н, крутящий момент М_кр=80 Нм) . Детали изготовлены из стали 35 (Е₁=Е₂=2,0610¹¹ Па), R_Z1=10 мкм, R_Z2=6.3 мкм.

Рабочая температура деталей соединения близка к температуре сборки. Сборку производят при нагреве охватывающей детали, поэтому принимаем f=0,14 [5].

1. Определим минимальную величину давления р_min на поверхности вала и втулки:

2. Вычислим наименьший расчётный натяг в соединении, предварительно определим числовые значения коэффициентов С₁ и С₂:

3. Определим функциональный минимальный натяг в соединении, предварительно рассчитаем поправки:

Тогда .

4. По найденному функциональному натягу выбираем ближайшую посадку с натягом по ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) [2]. Такой является посадка 100 .

Для этой посадки Nmin_T=100 мкм; Nmax_T=192 мкм.

5. Определим контактное давление при наибольшем табличном натяге:

6. Вычислим наибольшее допускаемое контактное давление:

а) на поверхности втулки:

б) на поверхности вала:

7. Расчеты показывают, что условие прочности соединения выполняется, так как

р<[р], т.е. 29.09 Мпа < 107.3 МПа

Сравнение допускаемого давления [р] с давлением, возникающим при наибольшем табличном натяге, показывает, что имеется запас прочности втулки, равный 107.3/29.09=3.68, и вала – 144/29.09=4.95.

При перегрузках детали соединения не разрушатся, а разъединятся, т.е. запас прочности, создаваемый при этом методе является фиктивным.

2. Расчёт посадки с натягом новым методом

1. Вычислим наибольший допускаемый натяг в соединении:

2. Вычислим наибольший функциональный натяг в соединении:

.

3. Выбираем посадку по наибольшему функциональному натягу по

ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) [2]. Такой посадкой является посадка 100 , для нее Nmin_T=89 мкм; Nmax_T=13.04 мкм.

4. Условие прочности, при котором детали не проворачивались бы относительно друг друга, выполняется, так как

Nmin_T>Nmin_F, т.е. 89 мкм>88.75 мкм;

Nmax_T<Nmax_F, т.е. 13.04 мкм<14.84 мкм.

5. Запас прочности соединения при эксплуатации:

N_З.Э=Nmin_T-Nmin_F=89-88.75=0.25 (мкм)

6. Запас прочности деталей при сборке составит:

N_З.С=Nmax_F-Nmax_T=14.84-13.04=1.8 (мкм)

7. Таким образом, новый метод расчета посадок с гарантированным натягом позволяет увеличить экономическую эффективность производства деталей за счет расширения допусков на изготовление их размеров и обеспечить долговечность соединения.

4.Определение допусков и предельных размеров шпоночного соединения

Для шпоночного соединения (шпонка призматическая, исполнения 1, соединение нормальное) определить допуски и предельные размеры всех элементов соединения. Представить схему расположения полей допусков по ширине шпонки и сделать сборочный чертеж шпоночного соединения. Диаметр вала 38 мм, длина шпонки 63 мм.

1. Определим номинальные размеры элементов шпоночного соединения по (СТ СЭВ 647-77): b=28 мм; h=16 мм; d=100мм; t₁=10 мм; t₂=6.4 мм; (D - t₁) =90 мм; (D+ t₂) =110 мм.

2. Определим допуски непосадочных размеров по ГОСТ 23360-78 (СТ СЭВ 189-79): высота шпонки h=16h11=16_-0.110 мм; глубина паза вала t₁=10^+0,2 мм; глубина паза втулки t₂=6.4^0.2; (D-t₁)=90_-0.2 мм; (D+t₂)=110^0.2 мм; диаметр

l₁=125H15=125^1.2Длина паза вала под шпонкой.

l₂₌125h14=125_0.74Длина шпонки.

3.Определим допуски на посадочные размеры элементов шпоночного соединения по ширине шпонки b по (СТ СЭВ 647-77): ширина шпонки 28h9=28_0,052 мм; ширина паза вала 2h8H9=28 ^0.062мм; ширина паза втулки 28D10=28 мм.

Величину предельных отклонений определим по ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75).

4. Представим схему расположения полей допусков элементов шпоночного соединения и сборочный чертёж (см. рис. 9,10).