Выбор посадок и их расчет для деталей сборочной единицы
1. Расчёт и анализ посадок для гладких
цилиндрических поверхностей
.1
Расчёт и выбор посадок с натягом
Из условия неподвижности соединения в зависимости от
характера передаваемой нагрузки определим требуемое минимальное давление на
контактных поверхностях соединения Pmin, МПа.
При действии крутящего момента Мкр(Н×м):
,
где:
.
Используя закон Гука и решения задачи Ламе, можно рассчитать
величину наименьшего натяга Nmin расч(мкм), при котором будет
обеспечена неподвижность соединения:
.
В данной формуле ED и Ed - модули
упругости материалов сопрягаемых деталей. Принимаем материал ступицы Ст45, а
зубчатого венца - сталь 12ХН3А, тогда, пользуясь учебным пособием «Основы
взаимозаменяемости в авиастроении» (см. приложение, табл. П8), имеем:D=2,1×105 МПа;d=2,1×105 МПа.
СD и Сd - коэффициенты Ламе,
определяемые по формулам:
;
.
Здесь, D0 и d0 - наружный диаметр
охватывающей детали и диаметр внутренней полости охватываемой детали. В нашем
случае:0»300 мм, d0=90 мм.
mD и md - коэффициенты Пуассона,
соответственно для охватывающей и охватываемой деталей
mD=md=0.3.
Тогда,
;
;
.
На основании теории о наибольших касательных напряжениях
определим максимально допустимое давление Pmax, при котором
отсутствуют пластические деформации соединяемых деталей:
где:Dmax - максимально допустимое давление для
охватывающей детали;dmax - максимально допустимое давление для
охватываемой детали;
sTD=687 МПа - предел текучести охватывающей детали;
sTd=353 МПа - предел текучести охватываемой детали
(см. учеб пособие).
Выбираем наименьшее из двух полученных значений Pdmax=116,995 МПа.
Определим величину наибольшего расчётного натяга:
По [1] (см. стр. 31, рис. 14) c=0,5
Учтём поправку на смятие неровностей контактных поверхностей
отверстия и вала. Из ряда стандартных значений по [1] (стр. 31) выбираем:aD=0,8
мкм, Rad=0,4 мкм.
.
С учётом поправки определяем минимальную и максимальную
величины функциональных натягов:
min функ= Nmin расч+Dш=12 мкм;max функ=
Nmax расч+Dш=501 мкм.
По данным (ГОСТ 25364-88 и ГОСТ 25347-82) выбираем посадку,
удовлетворяющую условиям:
Nmin cm³Nmin функ,
Nmax cm£Nmax функ,
где: Nmin ст и Nmax ст - значения
натяга, обеспечиваемые какой-либо стандартной посадкой.
Для нашего случая подходят посадки, изображённые в таблице 8.
Таблица 8
|
H7/r6
|
Nmax
cm
|
109
|
Nmin
cm
|
34
|
При этом посадка предпочтительного применения - H7/r6 (она более
предпочтительна т. к. для неё имеется в наличии достаточно режущего и
измерительного инструмента и при образовании этой посадки не требуется больших
усилий).
Изобразим схему полей допусков для посадки H7/r6 на рис. 1:
Рис. 1
1.2 Соединение зубчатого колеса с валом
Данное соединение должно быть по характеру неподвижным,
разъёмным. Посадка для этого соединения должна обеспечивать легкость монтажа и
хорошее центрирование колеса. Выбираем наиболее рекомендуемую переходную
посадку в системе отверстия Н7/к6.
Наибольше вероятен зазор
Принимая Т=6s, определим
среднеквадратическое отклонение для отверстия и для вала:
Суммарное значение:
PS=F1+0,5;
F1=F(z);
;
F1=F(0,591)=0,2257;
PN=0,2257+0,5=0,7257.
Вероятность получения соединения с натягом:
PS=1-PN =1 - 0,7257=0,2743.
Таким образом, в данной посадке при достаточно большом
количестве деталей в партии можно ожидать появления 72,57% соединений с зазором
и 27,43% с натягом. Изобразим поля допусков ПП 68Н7/к6 на рисунке 2.
Рис. 2. Кривая нормального распределения
1.3 Выбор посадок для соединений подшипника
качения с валом и корпусом
Подшипник изготовлен по классу точности 6. Подшипник работает
по схеме I,
т.е. наружное кольцо неподвижное, а внутреннее кольцо вращается вместе с валом.
В этом случае наружное кольцо подшипника устанавливается в корпус, а внутреннее
кольцо напрессовывается на вал. Это достигается за счёт использования полей
допусков валов под переходные посадки, что благодаря специфическому
расположению поля допуска на внутреннее кольцо позволяет получить в соединении небольшой
гарантированный натяг.
Выбираем посадку .
Соединение внутреннего кольца подшипника качения с валом (рис. 3).
Рис. 3
Соединение наружного кольца подшипника качения и корпусом (рис.
4).
Рис. 4
2. Расчёт исполнительных размеров калибров для контроля отверстия
и вала, образующих посадку
У готовых изделий необходимо определить, годна ли деталь или нет,
т.е. удалось ли изготовить деталь с требуемой точностью или нет. Для этого
применяются специальные приборы: калибр - пробка (для отверстий) и калибр -
скоба (для валов). Рассчитаем калибры, т.е. инструменты для контроля точности
вала и отверстия, сопрягающиеся по посадке
Найдём допуски на посадку . (рис. 5.)
Рис. 5
3. Назначение и анализ посадок для шпоночного
соединения
Посадка шпонки в паз вала и в паз ступицы выбирается в
системе вала. Это обусловлено тем, что основная деталь - шпонка. Она
изготовлена по ГОСТ 23360 - 78. Соединение шпонки с валом должно быть
достаточно плотным (с небольшим натягом), чтобы шпонка не перемещалась
относительно паза. Соединение шпонки со ступицей должно быть свободным,
(желательно с небольшим зазором). Зазор необходим для того, чтобы
компенсировать при сборке погрешности формы и расположения поверхностей шпонки
и пазов. Руководствуясь учебным пособием, выбираем нормальный характер
шпоночного соединения.
Геометрия соединения:
диаметр вала d=84 мм;
ширина шпонки b=22 мм;
высота шпонки h=14 мм;
глубина шпоночного паза вала t1=9 мм;
глубина шпоночного паза ступицы t2=5,4 мм.
Рис. 6
4. Назначение и анализ посадок для резьбового
соединения
Для регулирования относительного положения вала
регулировочными винтами, выбираем скользящую посадку, причём посадка резьбы
корпуса 6Н, посадка резьбы вала 6g.
Исходные данные: D=d=33 мм, класс точности - средний.
Определим и запишем в сводную таблицу параметры резьбы,
значения предельных отклонений, а также значения зазоров.
посадка вал подшипник калибр
Номинальные размеры резьбового соединения M33x1,5-6H/6g
D=d=33 мм
|
D2=d2=32,026
мм
|
D1=d1=31,376
мм
|
Внутренняя
резьба (гайка) M33x1,6 - 6H
|
EID, мкм
|
ESD, мкм
|
EID2, мкм
|
ESD2, мкм
|
EID1, мкм
|
ESD1, мкм
|
0
|
не огранич.
|
0
|
+200
|
0
|
+300
|
Dmin,
мм
|
Dmax,
мм
|
D2 min,
мм
|
D2 max,
мм
|
D1
min, мм
|
D1 max,
мм
|
33
|
не огранич.
|
32,026
|
32,226
|
31,376
|
31,676
|
Наружная резьба
(болт) M33x1,4 - 6g
|
еsd, мкм
|
еid, мкм
|
esd2,
мкм
|
eid2,
мкм
|
esd1,
мкм
|
eid1,
мкм
|
-32
|
-268
|
-32
|
-182
|
-32
|
не огранич.
|
dmax,
мм
|
d2 max,
мм
|
d2 min,
мм
|
d1
max, мм
|
d1
min, мм
|
32,968
|
32,732
|
31,994
|
31,835
|
31,344
|
не огранич.
|
Величина
предельных зазоров, мкм
|
SD(d)
min
|
SD(d)
max
|
SD2(d2)
min
|
SD2(d2)
max
|
SD1(d1)
min
|
SD1(d1)
max
|
32
|
не огранич.
|
32
|
382
|
32
|
не огранич.
|
Рис. 7
Заключение
В данной работе были рассмотрены различные по характеру
соединения: подвижные и неподвижные, разъемные и не разъемные. Для них
назначены посадки. Для данных посадок вычислены величины предельных размеров,
нижних и верхних отклонений, минимальные и максимальные значения натягов и
зазоров.