|
|
уер. Отчет по расчетно графической работе по дисциплине Метрология стандартизация и сертификация
Расчет и выбор посадки с натягом.
Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных (или разбираемых лишь в отдельных случаях при ремонте) соединений деталей, как правило, без дополнительного крепления винтами, штифтами, шпонками и т. п. Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей. При прочих равных условиях напряжения пропорциональны натягу. В большинстве случаев посадки с натягом вызывают упругие деформации контактных поверхностей, но в ряде посадок с натягом, особенно при относительно больших натягах или в соединениях деталей, изготовленных из легких сплавов и пластмасс, возникают упруго-пластические деформации (пластические деформации в одной или обеих деталях распространяются не на всю толщину материала) или пластические деформации, распространяющиеся на всю толщину материала. Применение таких посадок во многих случаях возможно и целесообразно.
1.2 Расчет посадок с натягом
Расчёт посадок с натягом (посадок с упругой связью) выполняется с целью обеспечить прочность соединения, т. е. отсутствие смещений сопрягаемых деталей под действием внешних нагрузок, и прочность сопрягаемых деталей. Исходя из первого условия, определяется минимальный допустимый натяг [Nmin], необходимый для восприятия и передачи внешних нагрузок. Исходя из второго условия, определяется максимальный допустимый натяг [Nmax], при котором, как правило, отсутствуют пластические деформации. В некоторых случаях прессовые соединения могут надежно работать и при наличии пластических деформаций в наиболее напряженной зоне.
Выбрать стандартную посадку и определить усилие запрессовки без применения термических способов сборки. Мкр = 140 Н·м.
1) Определим минимальное удельное давление на поверхности контакта вала и втулки [pmin], Па, возникающее под влиянием натяга. Так как в данном случае соединение нагружено только крутящим моментом, то формула для расчета имеет вид:
| |
|
|
|
|
| | Лист
4
|
.
|
|
|
| | Изм | Лист |
№ докум.
| Подпись | Дата | |
 ,
где Мкр – вращающий момент, Н·м;
dn – номинальный диаметр соединения, м;
l – длина контакта, м;
f – коэффициент трения.
 Па.
2) Определим наименьший расчетный натяг Nmin, м, по формуле:
 ,
где E1 – модуль упругости материала вала, Па;
E2 – модуль упругости материала втулки, Па;
с1, с2 – коэффициенты Ламе, вычисляемые по формулам:
 ;
 ,
где d1, d2 – диаметры соответственно вала и втулки, м;
μ1, μ2 – коэффициенты Пуассона.
 ;
 .
Тогда
| |
|
|
|
|
| | Лист
5
|
.
|
|
|
| | Изм | Лист |
№ докум.
| Подпись | Дата | |
 мкм
3) Определяем значение минимального предельно допустимого натяга:
 ,
где γR – поправка на смятие неровностей контактных поверхностей, мкм;
γt – поправка, учитывающая различие температуры среды при сборке и рабочей температуры деталей, мкм;
γц – поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил, мкм;
γп – добавка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках, мкм.
- Определим поправку на смятие неровностей контактных поверхностей γR:
 ,
где Rz1, Rz2 – шероховатости соответственно охватываемой и охватывающей поверхностей, мкм
 мкм.
- Определим поправку, учитывающую различие температуры среды при сборке и рабочей температуры деталей:
 ,
где α1, α2 – температурные коэффициенты линейного расширения материала деталей, °С-1;
Т1, Т2 – рабочие температуры деталей, °С;
Тср – температура среды при сборке соединения, °С.
Так как рабочие температуры близки к температуре среды, поправка γt=0.
- Определим поправку, учитывающую ослабление натяга под действием центробежных сил.
γц=0.
- Определим поправку, компенсирующую уменьшение натяга при повторных
запрессовках
Так как γп определяется опытным путем, то принимаем γп=10 мкм
| |
|
|
|
|
| | Лист
6
|
.
|
|
|
| | Изм | Лист |
№ докум.
| Подпись | Дата | |
Тогда
 мкм.
4) Необходимо также обеспечить прочность соединяемых деталей, для этого рассчитаем наибольшее допускаемое давление р, Па, на контактной поверхности, при котором отсутствуют пластические деформации.
- Наибольшее допускаемое давление для вала:
 ,
где σТ1 – предел текучести материала вала при растяжении, Па.
 МПа.
- Наибольшее допускаемое давление для отверстия:
 ,
где σТ2 – предел текучести материала отверстия при растяжении, Па.
 МПа.
5) Находим наибольший расчетный натяг N’max, м, при котором возникает [pmax]:
 ,
Где  -максимально допустимое давление
 мкм
| |
|
|
|
|
| | Лист
7
|
.
|
|
|
| | Изм | Лист |
№ докум.
| Подпись | Дата | |
6) Уточняем значение максимального расчетного натяга, с учетом ранее найденных поправок:
 ,
где γуд – коэффициент, учитывающий увеличение удельного давления у торцов охватывающей детали. По графику (рисунок. 2.2) в зависимости от отношений l/dn и d1/dn принимаем γуд=0,93.
 мкм.
7) По полученным значениям предельно допустимых расчетных натягов подбираем посадку из таблицы 5 ГОСТ25347-82 При этом, для обеспечения работоспособности, необходимо выполнить следующие условия:
 ;
 .
По указанной выше таблице выбираем посадку Ø .
| |
|
|
|
|
| | Лист
8
|
.
|
|
|
| | Изм | Лист |
№ докум.
| Подпись | Дата |
Рисунок 1.1 Схема полей допусков посадки Ø
| |
|
|
|
|
| | Лист
9
|
.
|
|
|
| | Изм | Лист |
№ докум.
| Подпись | Дата | |
|
|
Скачать 0.5 Mb.