Расчет, выбор и обоснование посадок соединений (стр. 2 из 4)
Эскизы нормального шпоночного соединения, его деталей, схема расположе-ния полей допусков на размер b приведены дальше.Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, в пределах которого находятся как отклонения ширины паза, так и отклонения его расположения (2) Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами.
На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производят с помощью предельных калибров. Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза ( d + t2) контролируют пробкой со ступенчатым выступом. Глубину паза вала t1 проверяют кольцевыми калибрами–глубиномерами; симметричность расположения паза относительно освой плоскости проверяют у втулки прбкой со шпонкой, а у вала – накладной призмой с контрольным стержнем.
При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерния, так и калибры. Из большого числа размеров шпоночного соединения за счет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать унивесальные средства измерения, а при восстановлении желательно применять предельные калибры.
1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений
Bместо шпоночного соединения зубчатое колесо– вал назначить шлицевое соединение зубчатое колесо– вал. Обосновать выбор метода центрирования системы, посадок. Определить предельные отклонения выбранных полейдопусков центрирующих и нецентрирующих параметров . Построить схемы расположения полей допусков . Вычертить эскизы шлицевого соединения и его деталей в поперечном сечении , показать их условные обозначения. Назначить шероховатости поверхностей деталей шлицевого соединения. Обосновать выбор средств измерения для комплексного и поэлементного контроля деталей соединения .
Решение:
Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилем . Определяем серию шлицевого соединения . Из условия прочности расчета на смятие:
σ=
£[ σсм] /1/с. 51где : [SF] – суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала , мм³/мм ;
l – длина шлицевого соединения , равна длине ступицы зубчатого колеса
l = 30 мм;
[ σсм]- допускаемые напряжения смятия для материала вала ( для стали
[σсм] = 40 МПа).
Определяем [ SF]:
[Sf]=
Применяем шлицевое прямобочное соединение легкой серии /1/с. 60 (zхdхD = 6x26x30) для которого [SF] = 118мм³/мм.
Так как заданное шлицевое соединение неподвижное, передача нереверсируемая, то такие условия не требуют точного центрирования втулки относительно вала. Перечисленные особенности заданного шлицевого соединения определяют способ его центрирования по наружному диаметру – D. По табл.4.71 (/2/, ч2, с.250) определяем серию и размер b прямобочного шлицевого соединения. Поля допусков и посадки для размеров b и D выбираем по табл.4.73 (/2/, ч2, с.253). Поля допусков нецентрирующего диаметра – d выбираем по табл.4.75 (/2/, ч2, с.253). Окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей назначаем по табл.2.66 (/2/, ч1, с.517). Результаты выбора посадок, окончательного механического метода обработки и шероховатости поверхностей деталей сводим в табл.1.4.
Таблица 1.4-Поля допусков, виды обработки и шероховатость деталей шлицевого соединения D-8x32H7/f7x36F8/f8
| Параметр | Поле допуска | Верхнее Отклонение, мм | Нижнее отклонение ,мм | Способ окончательной обработки | Шероховатость, мкм | |
| Центрирующие параметры | ||||||
| отверстие | Ø30 H7 | + 0,025 | 0 | Протягивание чистовое | 1,25 | |
| вал | Ø 30 f7 | - 0,025 | - 0,050 | Шлифование чистовое | 0,8 | |
| Ширина впадины отверстия | 6F8 | +0,035 | +0,013 | Протягивание чистовое | 0,8 | |
| Толщина зуба вала | 6f8 | -0,013 | -0,035 | Шлицестрогание | 0,8 | |
| Не центрирующие параметры | ||||||
| Отверстие |  26H11 | +0,013 | 0 | Шлифование чистовое | 1,25 | |
| вал | 26f7 | -0,025 | -0,050 | Шлицестрогание | 1,25 | |
Рассчитаем предельные зазоры по центрирующим параметрам :
по размеру D :
Smax = ES – ei = + 0,025 – (-0,050) = 0,075 мм
Smin = EI – es = 0 – ( - 0,025 ) = 0,025 мм
по размеру b :
Smax = ES – ei = 0,035-(-0,035) = 0,070 мм
Smin = EI – es = 0,013– (- 0,013 ) = 0,026 мм
Рассчитаем предельные зазоры по центрирующему параметру d :
Smax = ES – ei = 0,16 – ( -1,4 ) = 1,56 мм
Smin = EI – es = 0 мм
Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, товщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков, назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении, контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.
2. Выбор посадок расчетным методом
2.1 Расчет и выбор посадок с натягом
Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо – вал рассчитать и выбрать посадку с натягом . Построить схему расположения полей допусков деталей сопряжения . Вычертить эскизы сопряжения и его деталей и указать посадку , предельные отклонения размеров , шероховатость сопрягаемых поверхностей .
Решение .
Согласно задания заменяем шпоночное соединение соединением с натягом .
Передаваемый крутящий момент Т= 78,58 Hм , диаметр вала d= 32 мм , наружный диаметр ступицы D= 1,6 * d= 1,6 * 32 = 51,2 мм /1/с.165.
Расчет наибольшего функционального натяга
Определяем величину наибольшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей :
втулки
pдоп D ≤ 0,58 σTD [ 1 – ( d / D )² ] = 0,58 * 353 * [ 1- ( 32 / 51,2 )² ] = 80 МПа
вала
pдоп d ≤ 0,58 σTd [ 1 – ( d 1/ D )² ] = 0,58 * 353 * [ 1 – ( 0/32 )² ] = 204 МПа (d1 = 0 т.к. вал сплошной )
где : σT–предел текучести материала деталей при растяжении(σT =353МПа).
Согласно теории наибольших касательных напряжений , наиболее близко соответствующей экспериментальным данным , условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности втулки . Для снижения пластических деформаций берется наименьшее из двух значений .pдоп = 80 МПа .
Наибольший расчетный натяг , при котором возникает наибольшее допускаемое давление pдоп , находят по формуле :
Nmax доп = pдоп d ( СD /ED + Сd / Ed) = 80 * 106 * 0,050 ( 2,56 + 0,7) / 2 * 105 = 70мкм
Значение коэффициентов Ляме ( коэффициент жесткости деталей):
СD = [1+(d/D)²] / [ 1- (d/D)²] + µ = [1+(32/51,2)²] / [1-(32/51,2)²] +0,3 = 2,56
Cd = [1+(d1/d)²] / [ 1- (d1/d)²] - µ =[1+(0/32)²] / [1-(0/32)²] - 0,3 = 0,7
где: µ - коэффициент Пуассона, для стали µ = 0,3
E – модуль упругости для материалов деталей, входящих в соединение ( для cтали Е=2*10¹¹H/м² табл.1.06 с.335 /1/ )
Определяем величину наибольшего функционального натяга с учетом смятия микронеровностей:
N max F = Nmax доп + u= 65,2 + 2,4 = 67,6мкм.
Расчет наименьшего функционального натяга
Определяем величину наименьшего допустимого давления на сопряженных поверхностях деталей
Pmin = 2T / ( π d² l f1 ) = 2 * 79,58*103 / ( 3,14 * 32² * 30 * 0,14 ) = 1,17 МПа
Определяем величину наименьшего функционального натяга
Nmin расч = Pmin d [(CD / ED) + (Cd / Ed)] =1,64*106*0,032(0,7+2,56)/2*105 = =0,85мкм
Определяем величину наименьшего функционального натяга
Nmin F = Nmin расч + u = 1,34+ 2,4 = 3,74 мкм.
Выбор посадки.
По предельным функциональным натягам (NmaxF, Nmin F)
выбирается посадка, удовлетворяющая условиям:
1. NmaxT ≤ NmaxF на величину запаса прочности соединения при сборке (технологический запас прочности), т.е.
Nз.с. = NmaxF - NmaxT
2. Nmin T > Nmin F на величину запаса прочности соединения при эксплуатации, т.е.
Nз.е. = NminT - NminF
3. Nз.е. > Nз.с., т.к. запас прочности деталей при сборке Nз.с. нужен только для случая возможного понижения прочности материала деталей и повышения усилий запрессовки из-за возможных перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры.
Посадка выбирается в системе отверстия из числа предпочтительных или рекомендуемых ГОСТ 25347-82.
По табл.1.49(/2/, ч1, с. 156) выбираем посадку ø 32 H7/к6 у которой NmaxT = 67,6 мкм, NminT = 0,85мкм
Nз.с. = NmaxF – NmaxT = 67,7 – 65,2 = 2,4мкм
Nз.е. = NminT - NminF = 3,25 – 0,85 = 2,4мкм
Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:
TN=TD+Td
TN=54+20=74мкм
KT=(TN+Nз.с.)/TN
KT=(65,2+0,85)/40=1,6>1
Следовательно, посадка выбрана точно.
Вычерчиваем схему расположения полей допусков и эскизы соединения и его деталей с нанесением соответствующих размеров и обозначений.
3. Расчет и выбор посадок подшипников качения
1. Для подшипникового узла (тихоходный вал) выбрать и обосновать класс точности подшипника качения.
2. Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца.
3. Рассчитать по заданной величине радиальной нагрузки и выбрать посадку для циркуляционно нагруженного кольца.