Анухин В.И. Допуски и посадки. Выбор и расчет, указание на чертежах. Учебное пособие (2-е издание, 2001) (1092051), страница 4

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

Предназначены для соединений, на которые воздействуютбольшие, в том числе и динамические нагрузки. Применяются, как правило, без дополнительногокрепления соединяемых деталей. В сопряжении возникают упругопластические деформации.Детали должны быть проверены на прочность.Посадки H7/u7; H8/u8 наиболее распространенные из числа тяжелых посадок. Примерыприменения: вагонные колеса на осях, бронзовые венцы червячных колес на стальных ступицах,пальцы эксцентриков и кривошипов с дисками.1.8.3 Расчет посадок с натягомУ посадок с натягом неподвижность сопрягаемых деталей под действием нагрузокобеспечивается силами трения, возникающими при упругой деформации деталей, создаваемойнатягом.

Минимальный допускаемый натяг определяется исходя из возможных наибольших сил,действующих на сопряжение, а максимальный натяг рассчитывается из условий прочностидеталей.Разность между диаметром вала и внутренним диаметром втулки до сборки называетсянатягом N. При запрессовке деталей происходит растяжение втулки на величину ND (рис. 1.12) иодновременно сжатие вала на величину Nd , при этом:N = ND+Nd.(1.7)d2N2Nd2AND2A-AADРис. 1.12Известны зависимости:d1NdC=p 2 ,DE2NDC=p 1;DE1(1.8)2где р – давление на поверхности контакта сопрягаемых деталей, Н/м ;D – номинальный диаметр, м;E1, E2 – модули упругости материала втулки и вала, H/м2;C1, C2 – коэффициенты, определяемые по формулам: D1 +  d2C1 = D1 −  d222 +µ ;12d 1+ 1  D  −µ ,C2 =22 d1 1− D(1.9)где d1, d2 – диаметры (см.

рис.1.10), м;µ1, µ2 – коэффициенты Пуассона (для стали µ ≈ 0.3, для чугуна µ ≈ 0.5).Подставив в выражение (1.7) зависимости (1.8), получим:CC N = p⋅D ⋅ 1 + 2  E1 E 2  .(1.10)Наименьший натяг рассчитывается следующим образом:CC N min = pmin ⋅ D ⋅  1 + 2 E 1 E2  ,(1.11)Минимальное давление на поверхность контакта рmin определяется из условия обеспечениянеподвижности сопряжения при действии на него:• •максимальной осевой силы P :pmin ≥Pπ ⋅ D ⋅ l ⋅ f1,(1.12)где f1 – коэффициент трения при продольном смещении деталей;l – длина сопряжения;••максимального крутящего момента Mкр :p min ≥2 ⋅ M крπ ⋅ D 2 ⋅ l ⋅ f2 ,(1.13)где f2 – коэффициент трения при относительном вращении деталей;• •крутящего момента Mкр и осевой силы P :2p min ≥ 2 ⋅ M кр 2 D  +Pπ ⋅D ⋅l ⋅f.(1.14)Наибольший натяг:CCN max = pmax ⋅ D ⋅  1 + 2 E1 E2.Максимальное давление рmax определяется из условия прочности сопрягаемых деталей.

Вкачестве pmaxберется меньшее из допустимых значений давлений – рдоп, которыерассчитываются по следующим формулам:2для втулки  Dpдоп ≤ 0.58 ⋅ σ TD ⋅ 1 −   d2для вала  d 2 pдоп ≤ 0.58 ⋅ σ Td ⋅ 1 −  1    D  ,,Ddгде σ T ; σ T – пределы текучести материала деталей при растяжении, H/м2 .ПримерПодобрать посадку с натягом для соединения при следующих данных : D = 0.185 м, d1 = 0.110м, d2 = 0.265 м, l = 0.17 м.Соединение нагружено осевой силой P = 392⋅103 H. Детали изготовлены из стали 40,E1 = E2 = 206 ГПа , σ m = 313 МПа, f1 = 0.14, R z1 = R z2 = 8 мкм.Решение1.1.Определение коэффициентов C1, C2 .D1 +  d2C1 =D1 −  d22 +µ ;122d 1+ 1  D  −µ ;C2 =12 d1 1− D2 0.185 1+ 0.265  + 0.3 ≈ 3.2 ;C1 =2 0.185 1− 0.265 2 0.110 1+ 0.185  − 0.3 ≈ 1.8.C2 =2 0.110 1− 0.185 2.

Расчёт наименьшего натяга.N min =N min =Pπ ⋅ l ⋅ f1CC ⋅  1 + 2  E1 E 2  ;392 ⋅10 33 ,21,8 = 127 ⋅10 − 6 м⋅+1111π ⋅ 0 ,17 ⋅ 0 ,14  2 ,06 ⋅102 ,06 ⋅10 .В процессе запрессовки неровности на поверхностях детали сминаются, и в соединениисоздается меньший натяг, поэтому следует расчетный Nmin увеличить на значение поправки:u = 0.8 ⋅ (R z1 + R z 2 ),u = 0.8 ⋅ (8 + 8 ) = 12.8 мкм .Наименьший натяг:рN min= 127 + 12.8 ≈ 140 мкм .3. Определение допустимых значений давления.  Dpдоп = 0.58σ T 1 −   d2для втулки:2,  0.185  2 pдоп = 0.58 ⋅ 313 ⋅10 6 1 −   = 93.1 МПа;  0.265    d 2 pдоп = 0.58σ T 1 −  1   , D   0.110  2 pдоп = 0.58 ⋅ 313 ⋅10 6 1 −   = 117.4 МПа.  0.185  для вала:4.

Определение максимально допустимого натяга для данного сопряжения.CCрN max= pmax ⋅ D ⋅  1 + 2E 1 E2;3 ,21,8p = 418 ⋅10 − 6 м= 93 ,1 ⋅10 6 ⋅ 0 ,185 ⋅ +N max 2 ,06 ⋅1011 2 ,06 ⋅1011 .5. Выбор посадки.По ГОСТ 25347-82 выбираем посадку:∅185H 8 ( +0.072 )308u8 ( ++00..236);рN max = 308 мкм < N max= 418 мкм ;рN min = 164 мкм > N min= 140 мкм .1.9 Рекомендации по выбору посадок гладких соединений1.

В первую очередь следует выбирать посадки для наиболее ответственных иточных сопряжений, определяющих качество работы узла.Например, на узле (см. рис. П.8.2) вначале выбираются посадки подшипников качения,затем посадка зубчатого колеса на вал и посадка стакана в корпусе, а уже затем посадка,связанная с установкой уплотнения, посадка проставочного кольца и крышки подшипника.2. При назначении посадок необходимо применять соответствующие стандарты инормативно-технические документы, устанавливающие виды посадок, предельныеотклонения и порядок их выбора.Например, выбор посадок подшипников качения, посадок типовых соединений(шпоночных, шлицевых, резьбовых и т.д.), назначение предельных отклонений длядеталей уплотнительных элементов, сопрягаемых со стандартной манжетой и т.п.3.

Перед выбором посадки необходимо определить:o характер сопряжения (подвижное или неподвижное);o основные конструктивные требования, предъявляемые к сопряжению(скорость относительного перемещения деталей, компенсация погрешностеймонтажа, необходимость центрирования сопрягаемых деталей или величина ихарактер нагрузок, передаваемых сопряжением).4. После выбора вида посадки необходимо решить вопрос о точности выполнениясопряжения. При этом не следует забывать, что излишне высокая точность выполнениядеталей ведет к значительным и неоправданным затратам при их изготовлении.Выбор квалитета зависит:от точностных требований непосредственно к сопряжению;от типа выбранной посадки, например, при применении переходных посадокизменение квалитета незначительно;o от точности, обусловленной эксплуатационным назначением механизма илимашины в целом, особенно это относится к ответственным сопряжениям,например, точность сопряжения деталей в коробке скоростей прецизионногостанка может значительно отличаться от точности посадок аналогичных деталей вкоробке скоростей трактора.ooВ общих чертах можно указать на следующее применение квалитетов.Квалитеты 4-й и 5-й применяются сравнительно редко, в особо точных соединениях,требующих высокой однородности зазора или натяга (приборные подшипники в корпусах и навалах, высокоточные зубчатые колеса на валах и оправках в измерительных приборах).Квалитеты 6-й и 7-й применяются для ответственных соединений в механизмах, где кпосадкам предъявляются высокие требования в отношении определенности зазоров и натяговдля обеспечения точности перемещений, плавного хода, герметичности соединения,механической прочности сопрягаемых деталей, а также для обеспечения точной сборки деталей(подшипники качения нормальной точности в корпусах и на валах, зубчатые колеса высокой исредней точности на валах, подшипники скольжения и т.п.).Квалитеты 8-й и 9-й применяются для посадок при относительно меньших требованиях коднородности зазоров или натягов и для посадок, обеспечивающих среднюю точность сборки(посадки с зазором для компенсации погрешностей формы и расположения сопрягаемыхповерхностей, опоры скольжения средней точности, посадки с большими натягами).Квалитет 10-й применяется в посадках с зазором и в тех же случаях, что и 9-й, если условияэксплуатации допускают некоторое увеличение колебания зазоров в соединениях.Квалитеты 11-й и 12-й применяются в соединениях, где необходимы большие зазоры идопустимы их значительные колебания (грубая сборка).

Эти квалитеты распространены внеответственных соединениях машин (крышки, фланцы, дистанционные кольца и т.п.).2. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ТИПОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ2.1 Шпоночные соединенияШпоночные соединения предназначены для соединения с валами зубчатых колес, шкивов,махо-виков, муфт и других деталей и служат для передачи крутящих моментов. Наиболее частоприменяются соединения с призматическими шпонками.

Размеры, допуски, посадки ипредельные отклонения соединений с призматическими шпонками установлены ГОСТ 23360-78*.2.1.1 Основные размеры соединений с призматическими шпонками2.1.2 Предельные отклонения и посадки шпоночных соединенийСтандартом установлены поля допусков по ширине шпонки и шпоночных пазов b длясвободного, нормального и плотного соединений (табл. 2.2).Таблица 2.2Поле допусков размера b при соединенииЭлемент соединениясвободномнормальномплотномШирина шпонкиh9h9h9Ширина паза на валуH9N9P9Ширина паза на втулкеD10Js9P9Для ширины пазов вала и втулки допускаются любые сочетания указанных полей допусков.Рекомендуемые посадки приведены в табл.

2.3.Таблица 2.3Для единичногои серийногопроизводстваДля направляющихшпонокДля серийногои массовогопроизводстваD10Js9Js9h9P9H9h9N9h9N9b+0-D10- поле допуска на ширину шпонки- поле допуска на ширину паза вала- поле допуска на ширину паза втулкиПредельные отклонения на глубину пазов приведены в табл. 2.4.Таблица 2.4Высота шпонки h, ммПредельные отклонения на глубину паза навалу t1 (или d - t1), и во втулке t2 (или d + t2),ммОт 2 до 6От 6 до 18От 18 до 50+0.10+0.20+0.30Пример простановки посадок шпоночного сопряжения показан на рис.

2.1.8 Js9/h98 N9/h9Рис. 2.12.2 Соединения шлицевые прямобочныеШлицевые соединения, как и шпоночные, предназначены для передачи крутящих моментов всо-единениях шкивов, муфт, зубчатых колес и других деталей с валами. В отличие от шпоночныхсоединений, шлицевые соединения, кроме передачи крутящих момен-тов, осуществляют еще ицентрирование сопрягаемых деталей.

Шлицевые соединения могут пере-давать большиекрутящие моменты, чем шпоночные, и имеют меньшие перекосы и смещения пазов и зубьев. Взависимости от профиля зубьев шлицевые соединения делят на соединения с прямобочным,эвольвентным и треугольным профилем зубьев.2.2.1 Соединения шлицевые прямобочные. Основные параметрыШлицевые соединения с прямобочным профилем зубьев применяются для подвижных и неподвижныхсоединений.К основным параметрам относятся:• •D – наружный диаметр;• d – внутренний диаметр;• •b – ширина зуба.По ГОСТ 1139-80* в зависимости от передаваемого крутящего момента установлено три типасоединений – легкой, средней и тяжелой серии.•Номинальные размеры основных параметров и число зубьев шлицевых соединений общегоназначения с прямобочным профилем зубьев, параллельных оси соединения, приведены в табл. 2.5.В шлицевых соединениях с прямобочным профилем зуба применяют три способаотносительного центрирования вала и втулки:• •по наружному диаметру D;• •по внутреннему диаметру d;• •по боковым сторонам зубьев b.Центрирование по D рекомендуется при повышенных требованиях к соосности элементовсоединения, когда твердость втулки не слишком высока и допускает обработку чистовойпротяжкой, а вал обрабатывается фрезерованием и шлифуется по наружному диаметру D.Применяется такое центрирование в подвижных и неподвижных соединениях.Центрирование по d применяется в тех же случаях, что и центрирование по D, но притвердости втулки, не позволяющей обрабатывать ее протяжкой.

Характеристики

Список файлов книги