2.2 Расчет и выбор переходной посадки

Переходные посадки, как правило, не рассчитывают, а выбирают в зависимости от требований к точности центрирования и условий сборки и разборки.

Точность центрирования определяется величиной . Поэтому наибольший допустимый зазор определяется по следующей формуле:

(2.13)

где - допуск на радиальное биение (ГОСТ 1643-81, табл. 6);

=2…5 – коэффициент запаса точности

По наибольшему зазору выбираем посадку из числа предпочтительных, для которой рассчитываем предельные размеры для отверстия и вала по формулам (2.1) - (2.10). Выбираем посадку Ø

Номинальные размеры и отклонения

Предельные размеры

Допуски размеров

Исполнительные размеры

Предельные значения зазора и натяга

Допуск посадки

2.3 Расчет и выбор посадки с натягом

По данным значения осевой силы и размерами соединения выбираем необходимое минимальное удельное давление на поверхностях соединения:

(2.14)

где - номинальный диаметр соединения зубчатых колес 3 и 4.

l – длина контакта соединения

f – коэффициент трения, определяется по таблице [табл. 3.5]

В соответствии с полученным определяем необходимую величину минимального натяга:

(2.15)

где - модули упругости материалов, определяются по таблице [табл. 3.7]

- коэффициенты Лямэ, которые определяются по формулам 2.16, 2.17:

(2.16)

(2.17)

где - соответственно диаметр отверстия и вала и диаметр внешней поверхности зубчатого колеса 4

- коэффициенты Пуассона, определяются по таблице [табл. 3.7]

Определение минимально допустимого натяга осуществляется по формуле:

(2.18)

где - поправка, учитывающая шероховатость поверхностей соединения, которая определяется по формуле 2.19

- поправка, учитывающая разницу температур поверхностей соединения, в данном случае температуры поверхностей одинаковые

- поправка, учитывающая действие центробежных сил, для данного механизма соединяющие детали не вращаются

- поправка, учитывающая уменьшение натяга при повторных соединениях

(2.19)

где - значение шероховатости для соединяющих поверхностей, так как осуществляется посадка с натягом, значение шероховатости берем для восьмого квалитета.

На основе теории касательных напряжений определяется максимально допустимое давление , при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей. В качестве берется наименьшее из двух значений давления:

(2.20)

(2.21)

где - предел текучести материалов соединяющих деталей, в данном случае для деталей, изготовленных из материла сталь 45 предел текучести равен .

Принимаем

Величина наибольшего расчетного натяга определяется по следующей формуле:

(2.22)

С учетом поправок величина максимального допустимого натяга определяется по формуле:

(2.23)

где - поправка, которая определяется по графику [2, рис. 1.68] в зависимости от соотношения

По данным предельным отклонениям по таблице [2, табл. 1.49] выбираем посадку Ø

Для данной посадки вычерчиваем схему полей допусков и рассчитываем предельные размеры, допуски отверстия и вала, предельные натяги по формулам (2.1) – (2.12).

Номинальные размеры и отклонения

Предельные размеры

Допуски размеров

Исполнительные размеры

Предельные значения натяга

(2.24)

где N_max – максимальный натяг.

(2.25)

где N_min – минимальный натяг.

Допуск посадки