Метрология. Расчёт и выбор посадки с натягом зубчатого колеса на вал
![]()
|
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 ![]() ![]() Натяги ![]() ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() Значение наименьшего расчётного натяга определяется по формуле, мкм: ![]() где ![]() ![]() 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; ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 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: ![]() 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 ![]() Исходя из того, что на поверхности втулки могут возникнуть пластические деформации при давлениях меньших, чем на валу, определяем ![]() ![]() Максимальный расчётный натяг ![]() Находим поправку к расчетному натягу на смятие неровностей поверхности детали URz, остальные поправки можно принять равными нулю [2-6]: ![]() 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; ![]() ![]() Таблица 1.2 Коэффициент учета смятия неровностей
С учетом поправки величины граничных допустимых значений функциональных натягов для выбора посадки будут равны: ![]() ![]() 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 |