1 Расчет и выбор посадки с натягом зубчатого колеса на вал

1. Разобраться в конструкции узла. При воздействии заданного крутящего момента рассчитать максимальный и минимальный натяги, исходя из варианта задания, а зачем выбрать стандартную посадку с натягом по ГОСТ 25347-82 для соединения зубчатого колеса с валом (рисунок 1.1). Определить числовые значения отклонения полей допусков размеров отверстия и вала.

2. Обозначить посадку соединения и поля допусков сопрягаемых деталей на эскизах. Пояснить содержание условных обозначений.

3. Выполнить анализ полученной посадки и построить схему расположения полей допусков, указав на ней предельные размеры сопрягаемых деталей и наибольший и наименьший натяги.

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 расчета приведены в таблице 1.1

Таблица 1.1 -Исходные данные

Параметры вала и колеса единицы измерения	Вал	Зубчатое колесо
Длина соединения,мм	L=100
Диаметр соединения (вала d и отверстия ступицы колеса D ),мм	d=D=75
Диаметр впадин зубчатого колеса,мм		d2=190
Модуль упругости,Па(Н/м2)	Ed=ED=2.061011
Предел текучести,Па(Н/м2)
Коэффициент Пуассона
Шероховатость поверхности, об/мин
Частота вращения,об/мин	n=1000
Крутящий момент,Нм

1.1 Расчет функциональных натягов

Используя один из методов расчета посадок с натягом [1,2] и др.,вычисляем значения наименьшего N_{min расч} расчетного натяга, обеспечивающего взаимную неподвижность соединяемых деталей, и наибольшего N_{max расч} расчетного натяга, определяющего прочность соединяемых деталей.

Натяги N_min и N_max , обеспечиваемые выбранной по результатам расчета стандартной посадкой , должны удовлетворять условиям:

(1.1)

Где наименьший и наибольший функциональные натяги,

Определяемые на основе расчетных с учетом поправки на смятие неровностей сопрягаемых поверхностей.

Значение наименьшего расчетного натяга определяется по формуле,мкм,

(1.2)

Где удельное контактное эксплуатационное давление при действии крутящего момента,Па:

(1.3)

Где коэффициент трения,

коэффициент запаса прочности соединения,

номинальный диаметр соединения,м;

длина соединения,м;

и коэффициенты Ламэ:

(1.4)

(1.5)

Где внутренний диаметр вала (если вал полый),м. В нашем случае

(вал сплошной)

наружный диаметр втулки или впадин зубчатого колеса,м.

Подставляя полученные по формулам (1.3-1.5) значения величин в (1.2),получим:

Наибольший расчетный натяг определяется по формуле,мкм,

Где наибольшее допускаемое лавление на поверхности вала или втулки,Па.

На поверхности втулки отсутствуют пластические деформации при

На поверхности вала отсутствуют пластические деформации при

Исходя из того, что на поверхности втулки могут возникнуть пластические деформации при давлениях, менших,чем на валу,определяем с учетом наименьшего допускаемого давления .

Максимальный расчетный натяг

Находим поправку к расчетному натягу на смятие неровностей поверхности детали ,остальные поправки можно принять равными нулю [1,2,3]:

Где коэффициент, учитывающий высоту смятия неровностей отверстия втулки и вала (таблица 1.2). Для принятого метода сборки (с нагревом зубчатого колеса) принимаем

шероховатость поверхности отверстия вала,мкм ;

шероховатость поверхности втулки,мкм;

С учетом поправки граничные допустимые значения функциональных натягов для выбора посадки будут равны:

_{Схема расположения полей 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)}

_{Рисунок 1.2-Схема расположения полей допусков отверстия и вала}

_{При посадке с натягом в системе отверстия.}