Расчет эвольвентного шлица

Входные данные: мощность P = 15 л. с., скорость n= 1450 об./мин, ном. диаметр сплайна = 50 мм, модуль х число зубьев = 3x15.

1. В диалоговом окне ускорителя проектирования:

   1. в панели инструментов выбрать Стандарты/ISO

   2. в правой области окна дважды щелкнуть на Эвольвентных шлицах

2. В диалоговом окне Настройка уровня выбрать уровень Эксперт и нажать Далее

3. В окне Вид соединения:

   1. в диалоговом окне Метод расчета нагрузки выбрать P, n ––> T

   2. в диалоговом окне Тип расчета прочности выбрать Подбор длины шлица

4. В окне программы:

   1. в области Нагрузки ввести 15 в поле Мощность и 1450 в поле Частота вращения

   2. в области Размеры выбрать ном. диаметр сплайна = 50 мм и Модуль x Число зубьев = 3 x 15.

5. Щелкнуть Рассчитать, чтобы выполнить проверку прочности соединения. Будет выполнен расчет оптимальной длины шлица. В окне Результаты расчета будут указаны минимальная длина шлица и давление в соединении

6. Нажать на Готово, чтобы открыть диалоговое окно вставки

7. В диалоговом окне выбрать требуемый вид, а затем щелкнуть Создать, чтобы вставить штифт в Inventor.

19.5 Генератор компонентов прессовой посадки

Особенности применения генератора:

• применяется для соединений, в которых не возникает постоянная деформация,

• рассчитываются параметры стыка, минимальная посадка, стандартная или фактическая посадка упругих цилиндрических коаксиальных соединений в горячем или в холодном состоянии

  • минимальный натяг определяется, когда обеспечивается минимальная требуемая нагрузочная способность прессовой посадки в сочетании с другими факторами

  • максимальный натяг определяется без учета имеющейся пластической деформации согласно условию пластичности MHM (Хубер, Миссес, Хенки) в сочетании с другими факторами

• в расчете не учитывается влияние центробежных сил, не принимаются во внимание ребра или другие элементы усиления конструкции и игнорируется неравномерность распределений температуры в деталях

• не производится расчет соединений нагруженных наружным давлением

• не производится расчет соединений составленных из трубчатых деталей без ограничения длины (длина равняется диаметру или превышает его). При длине, меньшей диаметра, реальное контактное давление превышает расчетное значение давления. В данном расчете обеспечивается повышенная гарантия от ослабления прессовой посадки.

• можно определять материал деталей штампованных соединений

• материал компонентов прессовой посадки должен подчиняться в своем поведении закону Гука

• полученные в результате расчета температуры следует считать минимально возможными, поскольку в расчете не учтены, например, ни усреднение температур в процессе штамповки, ни время охлаждения втулки после ее извлечения из печи.

Расчетные зависисмости

Используемые переменные

• E_a-модуль упругости

• E_b-модуль упругости

• -отношение Пуассона

• -отношение Пуассона

• D₁-наружный диаметр внешней детали (втулки)

• D₂-диаметр прижимного соединения (номинальный диаметр вычисленной посадки)

• D₃-внутренний диаметр внутренней детали (вала)

• L-длина прижимного соединения

• F_p-требуемое зажимное усилие

• T_p-требуемый зажимной крутящий момент

• k-запас прочности

• -зажимной коэффициент

• ₁-зажимной коэффициент при прессовании

• _A-допустимое нагружение внешней детали (втулки)

• _B-допустимое нагружение внутренней детали (вала)

• H-центровка

• V-зазор сборки

• p_T-контактное давление

• p'_Tmin-минимально осуществимое контактное давление

• p_Tmin-минимально осуществимое контактное давление

• P_Tmax-максимальное контактное давление

• p'_Amax-допустимое давление на отверстие внешней детали

• p'_Bmax-допустимое давление на вал внутренней детали

• -натяг

• '_min-минимально осуществимый натяг

• '_max-максимально осуществимый натяг

• _min-минимальный натяг

• _max-максимальный натяг

• _A-коэффициент теплового расширение материала внешней детали

• _B-коэффициент теплового расширение материала внутренней детали

• t-базовая температура

• ,

• ,

• 

• 

• минимально осуществимый натяг , где или ,

• максимально осуществимый натяг и

• для полого вала должны выполняться следующие неравенства: '_max  p'_Amax D₁ C₁ + H и '_max  p'_Bmax D₁ C₁ + H

• для сплошного вала должны выполняться следующие неравенства: '_max  p'_Amax D₁ C₁ + H и '_max  _B D₁ C₁ + H

Минимальный натяг из обоих неравенств выбирается как максимальный натяг.

• минимальный и максимальный натяг. По вычисленной посадке устанавливаются максимальный и минимальный натяг для второй детали соединения. Если обозначение посадки не может быть выбрано, отклонения размера выдаются в численном виде

• увеличение наружного диаметра внешней детали :

  • _max подставляется вместо , когда рассчитываются максимальное увеличение диаметра D₂

  • _min подставляется вместо , когда рассчитываются минимальное увеличение диаметра D₂

• уменьшение внутреннего диаметра внутренней детали :

  • _max подставляется вместо , когда рассчитываются максимальное уменьшение диаметра D₃

  • _min подставляется вместо , когда рассчитываются минимальное уменьшение диаметра D₂

• расчет силы давления и

• расчет температуры нагрева внешней детали

• расчет температуры охлаждения внутренней детали

• центровка ограничивает эффективную область взаимодействия. Действительное значение центровки редко вычисляется при расчетах, поэтому следует использовать ее максимальное значение — так, чтобы юстировка контактирующих поверхностей уменьшала высоту неровностей до половины. Рекомендуемая центровка вычисляется по формуле: H = R_zA + R_zB  4 (R_aA + R_aB), где: R_zA-высота неровностей поверхности отверстия внешней детали, R_zB-высота неровностей поверхности вала внутренней детали, R_aA-шероховатость поверхности (среднеарифметическое отклонение) отверстия внешней детали, R_aB-шероховатость поверхности (среднеарифметическое отклонение) вала внутренней детали

зазор сборки является важным размером для расчета температурных режимов вала и втулки , где D₁-диаметр прижимного соединения [мм].