![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Введение
- •1 Описание конструкции и назначение узла
- •2 Расчет и выбор подшипников качения
- •Порядок расчета
- •3 Назначение посадок для 10 сопряжений червячного редуктора и расчет его элементов
- •4 Выбор средств измерения деталей
- •5 Расчёт рабочих и контрольных калибров
- •Порядок расчета
- •6 Расчет и выбор посадки с натягом
- •7 Выбор степени точности и расчет бокового зазора зубчатой передачи
- •8 Расчет и выбор посадок с зазором
- •9 Расчет размерной цепи вероятностным методом
- •Заключение
- •Список использованных источников
- •Приложение а
- •Перечень стандартов для курсовой пработы
6 Расчет и выбор посадки с натягом
Целью решения данной задачи является обеспечение достаточной прочности соединения сопрягаемых деталей при передаче им внешних нагрузок. Расчет посадки с натягом осуществляется исходя из двух условий:
- условие обеспечения достаточности натяга для передачи крутящего момента в соединении (расчет Nmin);
- условие обеспечения прочности соединения, гарантирующего механическую целостность любой из сопрягаемых деталей (расчет Nmax).
Исходные данные для расчета:
- номинальный диаметр сопряжения d = 40 мм;
- длина сопряжения l = 24 мм;
- наружный диаметр втулки d2 = 90 мм;
- диаметр осевого отверстия d1 = 0 мм;
- передаваемый крутящий момент М = 2000 Н.м;
- осевое усилие Р = 0 Н;
- материал втулки и вала - Сталь 40Х;
- шероховатость поверхности втулки RZD = 6,3 мкм; вала RZd = 6,3 мкм.
Порядок расчета
Определяем величину удельного контактного эксплуатационного давления Рэ , Па, между поверхностями сопряжения вала и втулки, принимая коэффициент прочности запаса n = 1,5 - 2,0
, (6.1)
где f – коэффициент трения при запрессовке, f = 0,08, по таблице 2.2 [2].
Па.
По
графику деформаций, который представлен
на рисунке 2.1 [2] и величинам Рэ/,
d1/d
и d/d2
определяем характер деформирования
отверстия и вала, вызванное удельным
давлением,
Па, который указан в
таблице 2.2 [2].
, (6.2)
, (6.3)
. (6.4)
Устанавливаем, что характер деформаций лежит в зоне упругих деформаций.
По
графику деформаций, представленном на
рисунке 2.1 [2], определяем наибольшее
допустимое значение Рнб/
на границе допустимой зоны деформирования
и рассчитываем значение Рнб,
Па, по формулам
,
, (6.5)
Па.
По
графику, представленном на рисунке 2.12
[2], находим значение коэффициента
неравномерности удельного давления
,
затем рассчитываем наибольшее для этого
коэффициента значение удельного давления
Рнб.
доп, Па,
по формуле
, (6.6)
,
, (6.7)
Па.
Определяем коэффициенты формы отверстия и вала Сd и СD соответственно
,
(6.8)
,
, (6.9)
,
где
- коэффициент Пуассона для материала
втулки и вала по
таблице 2.2 [3].
Рассчитываем величину натягов Nmax и Nmin, м, по формулам
,
(6.10)
где Еd - модуль упругости материала вала;
ЕD - модуль упругости материала втулки;
Еd = ЕD = 2.1011Па.
м,
, (6.11)
м.
Рассчитываем
поправку на смятие микронеровностей
сопрягаемых поверхностей
,
м, и находим расчетные величины натягов
для выбора посадки Nmax
p
и Nmin
p
, (6.12)
где К1 и К2 - коэффициенты, учитывающие величину смятия микронеровностей отверстия и вала, соответственно.
Значения коэффициентов К1 и К2 определяем по таблице 2.4 [2].
м,
,
(6.13)
м,
,
(6.14)
м.
Выбираем
стандартную посадку по ГОСТ 25347 - 82 (СТ
СЭВ 144 - 88) [3], соблюдая условия: Nmax
p
Nmax
т
и Nmin
p
Nmin
т.
Выбираем
посадку Ø 40
мкм, у которой Nmax
т
= 54 мкм, Nmin
т
= 27 мкм.
Определяем наибольшее удельное давление Рmax, Па, на сопрягаемых поверхностях при наибольшем натяге выбранной посадки по формуле
, (6.15)
Па.
Вычисляем
наибольшее напряжение во втулке
,
Па, по формуле
, (6.16)
Па.
Проверяем
прочность втулки по выполнению неравенства
.
Условие выполнено, так как 4·108 > 3,78 ·105.
Схема расположения поля допуска отверстия и вала показана на русунке 4.
Рисунок
4 – Схема расположения поля допуска
посадки с натягом Ø 40
Рисунок 5 – Схемы сопряжения вала и отверстия в сборе и отдельно.