Детали машин и основы конструирования.-1
.pdfТаблица 2.3 Предельные (верхние и нижние) отклонения диаметров валов при посадках с натягом для 4-8-го квалитетов
(система отверстия)
Номинальный |
4 |
|
5 |
|
|
размер, мм |
|
|
|||
п4 |
|
г5 |
s5 |
||
|
|
||||
Свыше 30 до 40 |
+24 |
+37 |
+45 |
+54 |
|
Свыше 40 до 50 |
+17 |
+26 |
+34 |
+43 |
|
Свыше 50 до 65 |
+28 |
+45 |
+54 |
+66 |
|
+41 |
+53 |
||||
|
|
|
|||
Свыше 65 до 80 |
+20 |
+32 |
+56 |
+72 |
|
|
|
|
+43 |
+59 |
|
Свыше 80 до 100 |
|
|
+66 |
+86 |
|
|
|
+51 |
+71 |
||
|
|
|
|||
Свыше 100 до 120 |
+33 |
+52 |
+69 |
+94 |
|
+23 |
+37 |
+54 |
+79 |
||
|
|||||
Свыше 120 до 140 |
|
|
+81 |
+110 |
|
|
|
+63 |
+92 |
||
|
+39 |
|
|||
Свыше 140 до 160 |
+6i |
+83 |
+118 |
||
+27 |
+43 |
+65 |
+100 |
||
|
|||||
Свыше 160 до 180 |
|
|
+86 |
+126 |
|
|
|
+68 |
+108 |
||
|
|
|
|||
Свыше 180 до 200 |
|
|
+97 |
+142 |
|
|
|
+77 |
+122 |
||
|
|
|
Отклонение, мкм, при квалитете |
|
|
|
||||||
|
|
6 |
|
|
7 |
|
8 |
|
|
1рб |
1Г7б1 |
п * 1 |
t6 |
s i |
Г^П |
и8 |
х8 |
z8 |
|
+42 |
+50 |
+59 |
+64 |
+68 |
+85 |
+99 |
+119 |
+151 |
|
+34 |
+43 |
+48 |
+43 |
+60 |
+60 |
+80 |
+112 |
||
|
|||||||||
+26 |
+50 |
+59 |
+70 |
+68 |
+95 |
+109 |
+ 136 |
+175 |
|
+34 |
+43 |
+54 |
+43 |
+70 |
+70 |
+97 |
+136 |
||
|
|||||||||
+51 |
+60 |
+72 |
+85 |
+83 |
+117 |
+133 |
+ 168 |
+218 |
|
+41 |
+53 |
+66 |
+53 |
+87 |
+87 |
+122 |
+172 |
||
|
|||||||||
+32 |
+62 |
+78 |
+94 |
+89 |
+132 |
+148 |
+192 |
+256 |
|
+43 |
+59 |
+75 |
+59 |
+102 |
+102 |
+145 |
+210 |
||
|
|||||||||
|
+73 |
+93 |
+ 113 |
+106 |
+159 |
+173 |
+232 |
+312 |
|
|
+51 |
+71 |
+91 |
+71 |
+124 |
+178 |
+ 178 |
+258 |
|
+59 |
+76 |
+101 |
+126 |
+114 |
+179 |
+198 |
+264 |
+310 |
|
+37 |
+54 |
+79 |
+104 |
+79 |
+144 |
+144 |
+210 |
+310 |
|
|
+88 |
+117 |
+147 |
+132 |
+210 |
+233 |
+311 |
+428 |
|
+68 |
+63 |
+92 |
+122 |
+92 |
+170 |
+170 |
+248 |
+365 |
|
+90 |
+125 |
+159 |
+140 |
+230 |
+253 |
+343 |
+478 |
||
+43 |
+65 |
+100 |
+134 |
+100 |
+190 |
+280 |
+280 |
+415 |
|
|
+93 |
+133 |
+171 |
+148 |
+250 |
+273 |
+373 |
+528 |
|
|
+68 |
+108 |
+146 |
+108 |
+210 |
+210 |
+310 |
+465 |
|
|
+ 106 |
+151 |
+ 195 |
+168 |
+282 |
+308 |
+422 |
+592 |
|
|
+77 |
+122 |
+166 |
+122 |
+236 |
+236 |
+350 |
+520 |
П р и м е ч а н и е : в рамках указаны предпочтительные поля допусков.
K T < n d lq mf
откуда
Я m - |
2 КТ |
(2 |
.2) |
|
тid 2lf |
||||
|
|
|
||
3. При нагружении соединения одновременно осевой силой Fa и вра |
||||
щающим моментом Т |
|
|
|
|
к к + { |
^ < n dlqmf |
|
|
|
откуда |
|
|
|
|
К , |
+ ( к2 |
|
|
|
|
d ) |
(2.3) |
ndlf
В этих формулах К - коэффициент запаса сцепления; в зависимости от ответственности соединения принимают К = 1,5...3;/ - коэффициент трения (сцепления); для стальных и чугунных деталей при сборке запрес совкой/ = 0,07; при температурной сборке/ = 0,14. Если одна из деталей стальная или чугунная, а другая бронзовая или латунная, то при сборке запрессовкой/ = 0,05; при температурной сборке/ = 0,07; d и I - диаметр и длина посадочной поверхности; qm - среднее контактное давление.
Из теории расчета толстостенных цилиндров и составных труб (со противление материалов, решение Ламе) получено соотношение между давлением на поверхности контакта qm(МПа) и расчетным натягом:
Яm ~ |
N р |
(2.4) |
|
где d - диаметр соединения, мм; Np - расчетный натяг, мм; С\ и С2 - коэф фициенты; Е\ и £ 2 “ модули продольной упругости материала вала и втул ки, МПа; индексы 1 и 2 соответствуют валу и втулке:
d 2 + d f |
d \ + |
d 2 |
|
С |
- Hi . C2 = |
+ H2. |
(2.5) |
d 2 - d 2 |
T f ^ d 2 |
|
здесь pi и p2 _ коэффициенты Пуассона материала вала и втулки.
2.3. Расчетный и требуемый натяг
При проектировании соединений по заданной внешней нагрузке опре деляют расчетный натяг Npf по которому следует назначать посадку. Так как при сборке соединения микронеровности посадочных поверхностей частично срезаются и сглаживаются, то для компенсации этого в расчет вводят поправку U, представляющую собой обмятие микронеровностей:
£/=5,5(Ло1 + Ло2), |
(2.6) |
где Ra1 и Ra2 - средние арифметические отклонения профиля микронеров ностей посадочных поверхностей. Наиболее распространенные значения Ra для поверхностей деталей, соединенных с натягом: 2,0; 1,6; 1,25; 0,80; 0,63; 0,40 мкм.
Если соединение с натягом подвержено нагреву в процессе работы и собрано из деталей разных материалов (например, соединение бронзового зубчатого венца червячного колеса с чугунным или стальным центром), то вследствие температурных деформаций деталей происходит ослабление натяга соединения. Для компенсации этого в расчет вводят поправку на температурную деформацию
Л/= d[(t2- 20) а 2 - (/1 - 20)aj], |
(2.7) |
где d - номинальный посадочный диаметр, мм; t \ n t 2 - температуры дета лей соединения в процессе работы, °С; aj и а 2 - температурные коэффи
циенты линейного |
расширения |
материала |
деталей (для стали а |
= |
|
= 1210"^ |
°С'!; для |
чугуна a = |
10-10-6°С-1, |
для бронзы, латуни а |
= |
= 10-10'6 |
°С"'). |
|
|
|
|
Минимальный требуемый натяг соединения, необходимый для вос
приятия и передачи внешних нагрузок, |
|
M i n i n g + £ /+ Д , |
(2.8) |
2.4. Расчет на прочность деталей соединений с натягом
При расчете деталей соединения с натягом по формулам для толсто стенных цилиндров давление q определяют по наибольшему табличному натягу Nmax.
Максимальный расчетный натяг
Wpmax= Wmax-C /-A ,. |
(2-9> |
Яmax |
N р шах |
( 2. 10) |
|
|
Эпюры напряжений в деталях соединения с натягом показаны на рис. 2.3.
Рис. 2.3. Эпюры напряжений в деталях соединения с натягом
Условие отсутствия в деталях пластических деформаций по теории наибольших касательных напряжений имеет вид
^экв-ст] - а 3 < а т,
где О] - наибольшее, а стз - наименьшее (с учетом знака) нормальное на пряжение.
В соответствии с рис. 2.3 наибольшие эквивалентные напряжения в охватывающей и охватываемой деталях возникают в точках внутренних
поверхностей вала и втулки. |
|
|
Условием отсутствия пластической деформации для втулки (с\ |
= ст,2 , |
|
а 3 = -ог) является выражение |
|
|
2 |
, —°Т2> |
(2.11) |
d 2 |
- d 2 |
|
где ат2 - предел текучести материала втулки; ^ “ наружный диаметр от верстия детали.
Условие отсутствия |
пластических |
деформаций для вала |
(<Ji= О, |
аз = —<тц) |
|
|
|
стэкв |
2 d 4 |
< a j i , |
(2. 12) |
Яmax |
d l - a \
где а л - предел текучести материала вала; d\ - диаметр отверстия в вале. Как правило, опасным элементом соединения является охватывающая
деталь.
Наибольший расчетный натяг в соединении (по условию возникнове ния пластических деформаций)
К р max = 0,5оу2 d ' < ± + £ 2 ) |
(2.13) |
Е 2 J |
|
Необходимый максимальный натяг с учетом срезания (сглаживания) микронеровностей и температурных деформаций (если таковые имеют ме сто) рассчитывают по формуле
M m a x = ;w + |
£/+Д,. |
(2.14) |
|
По значению минимального [N]m\n и максимального |7V]max |
натягов |
||
подбирают стандартную посадку, |
у |
которой наименьший |
натяг |
Mnin >[jV]min, а наибольший натяг Nmax< [yV]max. |
|
||
Значения натягов Nmm и Утах |
выбранной посадки подсчитывают с |
учетом рассеивания размеров отверстия и вала по следующим формулам:
а) допуски размеров: |
|
|
отверстия |
TD = E S - E I , |
|
вала |
Td = e s -e i, |
(2.15) |
где ES и EI - верхнее и нижнее отклонения размера отверстия; es и ei - верхнее и нижнее отклонения размера вала;
б) средние отклонения размеров
отверстия |
Е„ = 0,5 (ES + Е1), |
вала |
ет = 0,5(es + ei), |
в) средний натяг посадки вала |
|
|
1 £ it |
г) рассеивание натяга
(2.16)
(2.17)
Tz = y j r j + тЪ ; |
(2.18) |
д) наименьший и наибольший вероятные натяги выбранной посадки:
^min =Nm - |
; |
^rnax = Nm + 0,57* |
(2.19) |
|||
Для соединений с натягом применяют посадки |
|
|||||
H I |
H I 'Н 7 |
Я 7 |
Я 7 и др. |
|
||
/?6 ’ гб ’ *6 ’ Гб ’ и7 |
|
|||||
При сборке соединения запрессовкой силу запрессовки Fn определяют |
||||||
по наибольшему расчетному вероятному натягу |
|
|||||
|
Np max |
N max |
^ |
A /> |
|
|
|
N р max |
f„ n d l |
(2.20) |
|||
|
= |
Ci_ + |
£ 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
£ l |
|
£ 2 |
|
|
где/п - коэффициент трения при запрессовке: |
|
|||||
Материал деталей соединения |
|
|
|
fn |
||
Сталь - сталь |
|
|
|
|
|
0,20 |
Сталь - чугун |
|
|
|
|
|
0,14 |
Сталь - бронза, латунь |
|
|
|
|
0,10 |
|
Чугун - бронза, латунь |
|
|
|
|
0,08 |
|
При сборке соединения с использованием температурного деформи |
||||||
рования определяют: |
|
|
|
|
|
|
температуру нагрева охватывающей детали |
|
|||||
|
t = 20 + ^-max |
+ Zcg- |
(2.21) |
|||
|
|
|
|
da |
|
|
или температуру охлаждения охватываемой детали |
|
|||||
|
/ = 20 - |
- |
da |
(2.22) |
||
|
|
|
|
|
где t в °С; d и Nmax в мм; а - температурный коэффициент линейного рас ширения материала нагреваемой или охлаждаемой детали, °С~1 (см. под раздел 2.3); Zcб - дополнительный зазор для облегчения сборки, мм.
Принимают: |
|
|
|
^,мм |
30...80 |
80...180 |
180...400 |
2сб,мкм |
ю |
15 |
20 |
1.Вычисляют среднее контактное давление qm по одной из формул (2.1,2.2, 2.3) в зависимости от внешнего воздействия на соединение.
2.Определяют расчетный натяг по формуле (2.4).
3.Вычисляют поправку на обмятие микронеровностей по форму
ле (2.6).
4.Определяют (если это необходимо) поправку на температурную деформацию по формуле (2.7).
5.Рассчитывают минимальный требуемый натяг соединения [N]m\n по формуле (2.8).
6.Определяют максимальный расчетный натяг по условию возникно вения пластических деформаций по формуле (2.13).
7.Находят максимальный требуемый натяг по формуле (2.14).
8.Для полученных значений [N]m\n и |W]max подбирают посадку. По формулам (2.15) - (2.19) для выбранной посадки находят наименьший Nm]n
инаибольший Nmax вероятные натяги. Проверяют условия
^min > [^]min> ^шах —[^]шах*
9. Определяют усилие запрессовки при сборке соединения прессова нием, или температуру нагрева детали отверстия, или температуру охлаж дения детали вала при температурной сборке по формулам (2.20) - (2.22).
2.6. Пример расчета соединения с натягом
Подобрать посадку зубчатого колеса из стали 45 на вал из стали 40Х, чтобы соединение было способно передавать крутящий момент Т= 600 Нм. Размеры соединения: d = 60 мм; / = 100 мм; d2 = 120 мм. Ше роховатость посадочных поверхностей вала и отверстия соответствует Ra = 2,5 мкм. Соединения собирают на прессе. В качестве смазочного ма
териала |
используют |
трансформаторное масло. Коэффициент трения |
|
/ = 0,1. Вал сплошной d\ = 0. |
|
||
Выполнение расчета: |
|
||
1. |
Определим контактное давление в соединении по формуле (2.2), |
||
приняв коэффициент запаса от сдвига К = 1,5: |
|||
|
2КТ |
2 • 1,5- 600 -103 |
|
|
Ят ~ |
^ |
= 15,9 Н/мм2 |
nd2f l 3,14 -602 0,1 100
H I
В соответствии с этими условиями подходит посадка 0 60—у ; пре
'+ зо^ |
|
дельные отклонения отверстия для квалитета Н1 ■ |
; предельные от |
, |
0 |
(+117^
клонения вала для квалитета и! -
+ 87 Минимальный и максимальный натяги посадки:
N min =87-30 = 47 мкм(>39,6 MKM); jVmax = Н 7 -0 = 117 мкм(< 130,5 мкм).
Таким образом, для выполнения соединения следует назначить посад-
Н1
ку 0 60----.
и1 |
|
|
и Nmzx с учетом рассеи |
8. |
Определим для выбранной посадки |
||
вания размеров отверстия и вала |
|
||
а) допуски размеров: |
|
||
отверстия |
TD= ES -E I = (30 - 0) = 30 мкм, |
|
|
вала |
|
Td=es -e J = (117 - 87) = 30 мкм; |
|
б) средние отклонения размеров: |
|
||
отверстия |
Ет= 0,5(ES + ЕГ) = 0,5 (30 - 0) = 15 мкм, |
||
вала |
|
ет= 0,5(es + ei) = 0,5*(117 + 87) = 102 мкм; |
в) средний натяг посадки:
N m = е т - Е т =102-15 = 87 мкм;
г) рассеивание натяга
Тх = •Jrj + т1 = л/зо2 + 302 = 42,4 мкм;
д) наибольший и наименьший вероятные натяги выбранной посадки:
N msx = N m + 0,5Тг = 87 + 0,5 • 42,4 = 108,2 мкм,
Nmin = Nm - 0,572 =87-0,5-42,4 = 65,6 мкм.
9.Наибольший расчетный вероятный натяг
Nршах = ^max - U = 108,2-5,5• (2,5 + 2,5) = 80,7мкм.