Выбор и расчет посадок для гладких соединений c расчетом размерной цепи (стр. 2 из 5)

Соединение: обод колеса – тормозной барабан.

Торцевые поверхности обода колеса и тормозного барабана служат для соединения с помощью болтов, поэтому требования к их точности минимальны. В соединении по внутреннему диаметру тормозного барабана со ступицей для удобства сборки необходимо чтобы посадка была с зазором, но на размер зазора обод колеса может быть смещен при сборке. Так как два этих противоречивых условия удовлетворить нельзя применяют переходные посадки

[3 с. 111]

Получаем посадку Ø230

По ГОСТ 25346 – 89 принимаем предельные отношения

Ø230

Рассчитываем данную посадку:

Предельные отношения:

Отверстия: ЕS = +0,072; EI = 0

Вала: es = +0,023; ei = -0,023.

Допуски:

Отверстия: Т = 0,072

Вала: Т= 0,046

Предельные размеры:

Отверстия: Dmax = 230,072; D min = 230, 00

Вала: dmax = 230,023; dmin = 229,977.

Предельные натяг и зазор:

N max = d max – D min = 230,023 – 230,000 = 0,023.

S max = D max – d min = 230,072 – 229,977 = 0,095.

Соединение: крышка – обод колеса.

Для надежной работы циложпительная манжета должна быть соосна оси вращения вала. Радиальное отклонение крышки от оси отверстия обода колеса возникает при сборке в пределах посадочного зазора. Чтобы ограничить радиальное смещение крышки, поле допуска цепирирующей поверхности по ГОСТ 18512 – 73 задают h8 [3 с. 100]. После допуска отверстия обода колеса дано в задании на сборочном чертеже и равно Р7.

Получаем посадку Ø180

По ГОСТ 25346 – 89 принимаем предельные отношения Ø180

Рассчитываем данную посадку:

Предельные отношения:

Отверстия: ES = -0,036; EI = -0,076;

Вала: es = 0,000; ei = - 0,063;

Допуски:

Отверстия: T = 0,040;

Вала: T = 0,063;

Предельные размеры:

Отверстия: Dmax = 179,964; Dmin = 179,924;

Вала: dmax = 180,000; dmin = 179,937

Предельные натяг и зазор:

S max = D max – d min = 179,964 – 179,937 = 0,027;

N max = d max – D min = 180,000 – 179,924 = 0,076.

Соединение: корпус – втулка.

Посадки втулок должны иметь минимальный зазор или минимальный натяг. При большом зазоре втулка по своим показателям превращается в кольцо. При большом натяге усложняется сборка деталей и никакими эксплуатационными достоинствами такая посадка не обладает. Из сборочного чертежа видно, что втулка не вращается, значит, она установлена в корпус с натягом. Следовательно, подходящей посадкой является

[3 С.90]

Получаем посадку Ø 40

По ГОСТ 25346 – 89 принимаем предельные отношен Ø40

Рассчитываем данную посадку:

Предельные отношения:

Отверстия: ES = +0,025; EI = 0,000;

Вала: es = +0,042; ei = +0,026;

Допуски:

Отверстия: T = 0,025;

Вала:T = 0,016;

Предельные размеры:

Отверстия:Dmax = 40,025; Dmin = 40,000;

Вала: dmax = 40,042; dmin = 40,026;

Предельные зазор и натяг:

N min = d min – D max = 40,026 – 40,025 = 0,001;

N max = d max – D min = 40,042 – 40,000 = 0,042.

Соединение: втулка – регулировочный рычаг.

эксплуатационными достоинствами такая посадка не обладает. Из сборочного чертежа видно, что во втулке вращается регулировочный рычаг, значит в соединении втулка, - регулировочный рычаг имеется зазор, следовательно, подходящей посадкой является

[3 с. 90].

Получаем посадку Ø38

По ГОСТ 25346 – 89 принимаем предельные отклонения.

Ø38

Рассчитываем данную посадку:

Предельные отклонения:

Отверстия: ES = +0,016; EI = 0,000;

Вала: es = +0,000; ei = - 0,011

Допуски:

Отверстия: T = 0,016;

Вала:Td = 0,011

Предельные размеры:

Отверстия: Dmax = 38,016; Dmin = 38,000;

Вала: dmax = 38,000; dmin = 37,989;

Предельные зазор и натяг:

S max = D max – d min = 38,016 – 37,989 = 0, 027;

S min = D min – d max = 38,000 – 38,000 = 0,000.

2.2 Расчет и выбор посадки с натягом

Задание: рассчитать и выбрать посадку для неподвижного соединения с учетом исходных данных. В расчете учесть влияние шероховатости поверхности на надежность соединения.

Посадки с натягом применяются в неразъемных соединениях, причем относительная неподвижность сопрягаемых деталей достигается за счет упругих деформаций, возникающих при запрессовке. Натяг в неподвижной посадке должен быть таким чтобы, с одной стороны, гарантировать относительную неподвижность вала и отверстия, а с другой стороны не вызывать разрушения деталей при их соединении. Исходя из этих условий, ведут расчет и выбор неподвижной посадки.

Вычисляем значение давления в соединении

Р ≥

=25505599,85Па

Где Р – давление; Па

d - номинальный размер, м

ℓ - длина сопряжения, м

М - наибольший крутящий момент, Н*м

f - коэффициент трения [1 с. 211].

Рассчитать давление, необходимое для передачи заданной нагрузки можно определить наименьший натяг, способный передать указанную выше нагрузку

Nmin=pd

(

);

где Е

и Е

- модули упругости материала отверстия и материала вала, Па

и С

- коэффициенты, определяемые по формулам:

; С

;

где

- наружний диаметр втулки, м

- внутренний диаметр полого охватываемого вала, м

- коэффициент Пуассона для материала вала и материала отверстия (для стали – 0,3) [1 c.112]

+0.3=2.9; С

-0.3=0.7;

Nmin= 25505599,85*0,08*(

)=0,000034979

Nmin=0.000034979м

35мкм

При запрессовке вала в отверстие неровности поверхностей срезаются и сминаются, что уменьшает действительный натяг в соединении. Считают, что срезание и смятие при запрессовке составляет 60% от их высоты. Тогда расчетный натяг для выбора неподвижной посадки можно найти по формуле [1 с.212]

Nрасч=Nmin+1.2(R

)

Где Nрасч – расчётный натяг

Nmin – наименьший натяг

, R

- высота неровностей по 10 точкам отверстия и вала

Nрасч=35+1,2*(2,5+1,6)=39,92

По таблицам [1 c.337] находим, что условию Nmin.cт≥Nрасч удовлетворяет посадка

Имеющая минимальный натяг 45мкм. Проверяем эту посадку по условию прочности охватывающей детали. Чтобы проверить детали на прочность, надо вычислить напряжения, которые возникают в них при наибольшем для выбранной посадке натяге

Pmax=

Эти напряжения для охватывающей и охватываемой деталей будут соответственно равны

*PmaxG