Назначение посадок гладких цилиндрических соединений
Для выданного узла, исходя из условий его работы, назначаем для сопрягаемых поверхностей, вид и систему посадки по аналогии с известными типовыми конструкциями ([1], с. 272, 297 – 318, 322 – 331, 340 -346).
Численные значения размеров указаны в таблицах задания
Расчет посадок
2.1 Расчет посадок с натягом
Наименьший расчетный натяг определяется из условия обеспечения прочности (несдвигаемости)соединения ([1], с. 333 - 336) с учетом поправок и в зависимости от вида нагружения рассчитывается по формулам:
при нагружении крутящим моментом (Мкр)
; (1)
при нагружении осевой силой
; (2)
при одновременном нагружении крутящим моментом и осевой силой
, (3)
где индексы D и относятся соответственно к деталям типа отверстия и вала;
; (4)
|
|
; (5)
где − коэффициент Пуассона;
Е − модуль упругости;
− длина соединения;
d, d1 − наружный и внутренний диаметры детали типа вала (для сплошного вала );
d2− наружный диаметр детали типа отверстия;
f − коэффициент трения, зависящий от направления смещения деталей, их материала, шероховатости, принятой технологии сборки и т. д.;
Определяется с учетом поправок к N'min величина минимального допустимого натяга:
[Nmin]=N’min+u+ut+uz,
и − поправка, учитывающая смятие неровностей посадочных поверхностей деталей при сборке
,
при расчете следует учесть соотношение между Rz и Ra
( принять Rz = 4Ra);
k1 и k2 – коэффициенты, учитывающие смятие неровностей;
– поправка, учитывающая различие температур сборки и работы, а также различие коэффициентов линейного расширения деталей
;
, – рабочая температура деталей;
t – температура при сборке соединения;
, – коэффициенты линейного расширения материала деталей;
d – номинальный диаметр соединения;
иz – поправка, учитывающая деформацию деталей от действия центробежных сил (имеет значение только для крупных деталей с диаметрами порядка 500 мм, большими массами и скоростями).
Наибольший расчетный натяг определяется из условия обеспечения прочности сопрягаемых деталей по формуле
, (6)
где – меньшее из допускаемых давлений на посадочных поверхностях деталей, при котором отсутствует пластическая деформация;
– для детали типа отверстия,
|
|
– для детали типа вала; (7)
– предел текучести материала деталей при растяжении.
Определяется величина максимального допустимого натяга:
[Nmax]=N’max+u+ut+uz
Наибольший и наименьший допустимые натяги обеспечивают прочность деталей при их сборке и прочность соединения при эксплуатации. По значениям функциональных натягов определяются функциональный TF N, конструкторский TK N и эксплуатационный TЭ N допуски посадки:
; (8) ; (9) ; (10)
Так как , то, в первом приближении, допуски отверстия и вала
. (11)
Этот допуски отверстия получены в предположении, что отверстие и вал данного соединения изготовляются по одному квалитету. При подборе посадки допуск отверстия может быть несколько изменен, так как в посадках, рекомендованных стандартом, отверстие и вал могут изготавливаться по разным квалитетам. Однако в любом случае допуск посадки не должен значительно отличаться от рассчитанного TK N.
По величине допуска отверстия и его номинальному диаметру выбирается квалитет отверстия по ГОСТ 25346 – 89 и подбирается посадка по ГОСТ 25347 – 82 из числа рекомендованных, обеспечивающая запас прочности деталей при сборке :
, (12)
запас прочности соединения при эксплуатации :
(13)
и удовлетворяющая условиям: 1) > ;
2) .
Если рекомендованные посадки не обеспечивают выполнение указанных условий, то посадка составляется из других полей допусков предусмотренных ГОСТ 25347 – 82. Необходимо показать, что из всех посадок, удовлетворяющих условию 1, для выбранной посадки величина имеет максимальное значение (условие 2).
2.2 Переходные посадки
Выбор переходных посадок определяется требованиями к точности центрирования и легкости сборки и разборки соединения. Для создания запаса точности, для компенсации погрешностей формы и расположения поверхностей сопрягаемых деталей, смятия деталей, а также износа деталей при повторных сборках наибольший допустимый зазор необходимо определять по формуле
, (14)
где Fr — допустимое радиальное биение детали типа отверстия;
k т — коэффициент запаса точности.
При подборе переходной посадки по ГОСТ 25347 – 82 для обеспечения оптимальности посадки следует соблюдать условия:
1) посадка должна быть предпочтительной и иметь Smax< Smax расч
2) из всех посадок, отвечающих условию 1), выбирается посадка, у которой Nmax имеет наименьшее значение.
В выбранной посадке нужно оценить вероятность получения зазоров и натягов по следующей методике:
1. Предположить, что рассеяние размеров отверстия и вала подчиняется закону нормального распределения и допуск деталей равен величине поля рассеяния, т. е. .
2. Рассчитать , и по формулам:
(15)
где , и — среднее квадратическое отклонение размеров деталей типа отверстия, вала и среднеквадратическое отклонение параметра посадки (зазора или натяга) соответственно.
3. Определить величину среднего натяга Nm (или среднего
зазора S m) при средних значениях отклонений размеров деталей.
4. Определить значение z, соответствующее найденному Nm (или Sm):
|
|
. (16)
5. По таблицам значений функций Лапласа ([1], с.12, табл.1.1) определить Ф(z).
6. Определить вероятность получения натягов и зазоров
(в процентах):
;
. (17)
7. Расчет следует проиллюстрировать схемой полей допусков посадки и кривой распределения для параметра посадки с графическим указанием вероятности получения зазора или натяга ([1],.стр.320, рис. 1.56)
2.3 Посадки с зазором
Для подвижных соединений, которые должны работать в условиях жидкостного трения, т. е. подшипников скольжения, зазоры рассчитываются на основе гидродинамической теории трения.
Основными эксплуатационными характеристиками подшипников скольжения являются: максимальная надежность по толщине масляного слоя; точность центрирования; долговечность работы.
Жидкостное трение создается в определенном диапазоне зазоров, ограниченном наименьшим и наибольшим функциональными зазорами, которым соответствует величина масляного слоя hmin. При эксплуатации подшипника с первоначальным зазором , вследствие увеличения зазора из-за износа сопрягаемых деталей, толщина масляного слоя будет вначале возрастать, а затем снижаться, вплоть до его разрыва при и прекращения режима жидкостного трения. Чтобы масляный слой не имел разрывов, вызванных шероховатостью сопрягаемых поверхностей, его минимальная толщина hmin должна быть не менее суммы величин микронеровностей сопрягаемых поверхностей
, (18)
где kжт – коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя;
и – среднее арифметическое отклонение профиля поверхностей втулки и вала, мкм;
д – добавка, учитывающая отклонение реальных параметров от расчетных ( д ≈ 2мкм).
По рассчитанному значению hmin находится величина Аh
, (19)
где – динамическая вязкость масла, Па∙с;
– число оборотов вала, об/мин;
|
|
– среднее удельное давление, Па;
– радиальная нагрузка, Н;
l, d – соответственно длина подшипника и его номинальный диаметр, м.
Поскольку величина Аh зависит в свою очередь от относительного эксцентриситета и отношения l/d, то по табл. 1.98 ([2], с.287) при заданном l/d, применяя линейную интерполяцию, можно определить значения минимального и максимального относительных эксцентриситетов, при которых толщина масляного слоя равна hmin. Относительный эксцентриситет должен быть не меньше 0.3, так как при значениях <0,3 создается неустойчивый режим работы подшипника и могут возникнуть автоколебания вала.
По найденным значениям и рассчитываются наименьший и наибольший допускаемые функциональные зазоры:
. (20)
Если величина получается меньше 0,3, то по табл. 1.98определяется значение при заданном l/d и , а величина рассчитывается по формуле
. (21)
Поскольку для обеспечения жидкостного трения необходимо соблюдение условия
,
то условия подбора посадки с учетом износа и шероховатости поверхностей деталей должны быть следующими:
(22)
(23)
По табл. 1.47 ([2], с.145) подбирается посадка, при которой выполняются эти условия. Для подобранной посадки необходимо рассчитать коэффициент запаса точности kT, а также общий запас зазора Sз, состоящий из запаса на износ Sи и запаса на минимальную толщину масляного слоя :
(24)
(25)
Если посадок, удовлетворяющих условиям (22) и (23), окажется несколько, то оптимальной из них, с точки зрения точностных характеристик, будет та, которая обеспечивает наибольший коэффициент запаса точности или наибольший запас зазора.
2.4 Определение параметров посадки
Для расчета параметров посадки необходимо найти значения верхнего и нижнего отклонений отверстия и вала и в принятом масштабе вычертить схему расположения полей допусков посадки.
Параметрами посадки, подлежащими расчету, являются предельные размеры сопрягаемых деталей и их допуски предельные значения зазоров (натягов), средняя величина зазора (натяга) и допуск посадки.
Формулы для расчета параметров посадки приведены в табл. 1.
Таблица 1
Параметры посадки | Обозначение параметров посадки | Формулы для расчета параметров посадки |
Наибольший размер отверстия | Dmаx | N+ES |
Наименьший размер отверстия | Dmin | N+ EI |
Наибольший размер вала | dmax | N+ es |
Наименьший размер вала | dmin | N+ ei |
Допуск отверстия | td | Dmаx -Dmin или ES-EI |
Допуск вала | Тd | Dmаx -Dmin или es-ei |
Наибольший зазор | Smаx | Dmаx -dmin или ES-ei |
Наименьший зазор | Smin | Dmin -dmаx или EI-es |
Наибольший натяг | Nmаx | dmаx -Dmin или es-EI |
Наименьший натяг | Nmin | dmin -Dmаx или ei-ES |
Средний зазор | Sc | (Smаx + Smin) / 2 |
Средний натяг | Nc | (Nmаx +Nmin) / 2 |
Допуск посадки | Ts Ti |
На схеме расположения полей допусков необходимо указать предельные размеры сопрягаемых деталей, допуски и отклонения, а также предельные зазоры (натяги) посадки.