Метрология. Расчёт и выбор посадки с натягом зубчатого колеса на вал
 Скачать 1.12 Mb.
|
РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С НАТЯГОМ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА НА ВАЛРазобраться в конструкции узла. При воздействии заданного крутящего момента рассчитать максимальный и минимальный натяги, исходя из варианта задания, а затем выбрать стандартную посадку с натягом по ГОСТ 25347-2013 для соединения зубчатого колеса с валом (рисунок 1.1). Определить числовые значения отклонений классов допусков размеров отверстия и вала. Обозначить посадку соединения и классы допусков сопрягаемых деталей на эскизах. Пояснить содержание условных обозначений. Выполнить анализ полученной посадки и построить схему расположения интервалов допусков, указав на ней предельные размеры сопрягаемых деталей и наибольший и наименьший натяги.  120 95 Рисунок 1.1 - Общий вид вала в сборе (вид сверху): 1 – зубчатое колесо; 2 – вал; 3 – подшипник; 4 – крышка; 5 – сальник; 6 - шпонка; 7 – болт; 8 – шайба; 9 – шкив; 10 – корпус Исходные данные для расчёта приведены в таблице 1.1. Таблица 1.1
Расчёт функциональных натяговИспользуя один из методов расчёта посадок с натягом [1 - 6] и др., вычисляем значения наименьшего  расчётного натяга, обеспечивающего взаимную неподвижность соединяемых деталей, и наибольшего  расчётного натяга, определяющего прочность соединяемых деталей.Натяги  и  , обеспечиваемые выбранной по результатам расчета стандартной посадкой, должны удовлетворять условиям: ,  . (1.1)где  ,  – наименьший и наибольший функциональные натяги, определяемые на основе расчетных с учетом поправки на смятие неровностей сопрягаемых поверхностей.Значение наименьшего расчётного натяга определяется по формуле, мкм:  , (1.2)где  – удельное контактное эксплуатационное давление при действии крутящего момента, Па:  , (1.3)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, и  – коэффициенты Ламэ: ; (1.4) , (1.5)где d1 – внутренний диаметр вала (если вал полый), м. В нашем случае d1 = 0 (вал сплошной); d2 – наружный диаметр втулки или впадин зубчатого колеса, м. Подставляя полученные по формулам (1.3 - 1.5) значения величин в (1.2), получим:  мкм. Наибольший расчётный натяг определяется по формуле, мкм:  ,где Рдоп – наибольшее допускаемое давление на поверхности вала или втулки, Па. На поверхности втулки отсутствуют пластические деформации при  Па.Исходя из того, что на поверхности втулки могут возникнуть пластические деформации при давлениях меньших, чем на валу, определяем  с учетом наименьшего допускаемого давления  .Максимальный расчётный натяг  мкм.Находим поправку к расчетному натягу на смятие неровностей поверхности детали URz, остальные поправки можно принять равными нулю [2-6]:  мкм,где k – коэффициент, учитывающий высоту смятия неровностей отверстия втулки и вала (таблица 1.2). Для принятого метода сборки (с нагревом зубчатого колеса) принимаем k= 0,5;  - шероховатость поверхности отверстия вала, мкм; - шероховатость поверхности втулки, мкм;Таблица 1.2 Коэффициент учета смятия неровностей
С учетом поправки величины граничных допустимых значений функциональных натягов для выбора посадки будут равны:  мкм, мкм.Схема расположения интервалов допусков посадки с натягом в системе отверстия, используемая для выбора стандартной посадки, представлена на рисунке 1.2. Нижнее отклонение основного отверстия EI = 0.  ;  .При этом должны выполняться условия (1.1): , . 95 95 95 Рисунок 1.2 - Схема расположения интервалов допусков отверстия и вала при посадке с натягом в системе отверстия | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
и отверстия ступицы колеса 
), мм
