2.3 Соединение зубчатого колеса с валом(№3)

Это соединение неподвижное,разъёмное.Посадка для этого соединения должна обеспечивать легкость монтажа,то есть возможность сборки и разборки соединения в процессе эксплуатации и ремонта, и хорошее центрирование колеса на валу.Сочетание всех этих требований возможно лишь при небольших натягах и зазорах,поэтому необходимо использовать переходную посадку.

Выбираем наиболее рекомендуемую переходную посадку в системе отверстия Н7/к6.

Для вала и отверстия с номинальными диаметрами D=d=32 мм находим предельные отклонения:

для отверстияES = +25 мкм; EI = 0 мкм;

для вала es =+18 мкм ; ei =+2 мкм.

Определим допуски на их изготовление:

для отверстияTD =T7=25 мкм;

для вала Td =T6 = 16 мкм.

Рассчитываем предельные размеры сопрягаемых деталей:

Полученные значения сведем в таблицу 3.

Таблица 3

Отверстие 32Н7	Вал 32 к6
ES=+25 мкм EI=0 TD=25мкм Dmax=32,025 мм Dmin=32,0 мм	es=+18 мкм ei=+2 мкм Td=16 мкм dmax=32,018 мм dmin=32,002 мм

Определим предельные значения натяга и зазора:

Smax=Dmax– d min=32,025-32,002 =0,023 мм=23 мкм;

Smin= 0;

Nmax= d max-Dmin = 32,018-32,0=0,018 мм=18 мкм,

Определим допуск посадки:

ТП =TD + Td = 25 + 16 = 41 мкм.

Принимая Т=6s, определим среднеквадратическое отклонение для отверстия и для вала:

Суммарное значение:

Определим среднее отклонение размера вала и отверстия:

Так как ,то в посадке наиболее вероятно получение зазора.

,тогда

Вероятность получения соединения с зазором:

Вероятность получения соединения с натягом:

PN = 1 – PS = 1 – 0,6915 = 0,3085.

Таким образом,в данной посадке при достаточно большом количестве деталей в партии можно ожидать появления 69,15 % соединений с зазором и30,85 % с натягом.Изобразим поля допусков ПП Ш32 Н7/к6на рисунке 3.

Рисунок 3-Схема расположения полей допусков для посадки Ш32 Н7/к6

Рисунок 4-Кривая нормального распределения для посадки Ш32

2.4 Назначение и анализ посадок для шпоночного соединения(№4)

Шпоночные соединения применяют для передачи крутящего момента от шкива или зубчатого колеса к валу или наоборот.

Посадка шпонки в паз вала и в паз ступицы выбирается в системе вала.Это обусловлено тем, что основная деталь – шпонка.Она изготовлена по ГОСТ 23360 – 78.Соединение шпонки с валом должно быть достаточно плотным, чтобы шпонка не перемещалась относительно паза. Соединение шпонки со ступицей должно быть свободным, с небольшим зазором, чтобы обеспечить легкость монтажа.Руководствуясь учебным пособием,выбираем нормальный характер шпоночного соединения.

По характеру воспринимаемой нагрузке и условиям сборки различают три вида шпоночных соединений:

свободное соединение, применяемое при действии нереверсивных равномерных нагрузок, для получения подвижных соединений при легких режимах работы и при затрудненных условиях сборки;

нормальное соединение - неподвижное, не требующее частых разборок не воспринимающее ударных реверсивных нагрузок, отличающееся благоприятными условиями сборки;

плотное соединение, характеризуемое вероятностью получения примерно одинаковых небольших натягов в соединениях шпонок с обоими пазами, применяется при редких разборках и реверсивных нагрузках (сборка осуществляется напрессовкой)

Рисунок 5–схема расположения полей допусков шпоночных соединений

Данное соединение должно исключать какие-либо смещения соединяемых деталей. Это требования выполняются при минимальных зазорах или их отсутствии.Но, вместе с тем, данное соединение должно обладать благоприятными условиями сборки для более удобного контроля или замены. Так как рассматриваемый редуктор

Геометрия соединения:

-диаметр валаd=32 мм;

-длина шпонкиl=32 мм;

-ширина шпонкиb=10 мм;

-высота шпонкиh=8 мм;

-глубина шпоночного паза вала t1=5мм;

-глубина шпоночного паза ступицыt2=3,3 мм.

Таким образом,для соединения шпонка – вал выбираем посадку ,для соединения шпонка – шпоночный паз ступицы - при нормальном соединении.Расчет посадки

1) Для паза вала и шпонки с номинальными размерамиB=b=10 мм находим предельные отклонения:

для паза валаES = 0 мкм; EI = -43 мкм;

для шпонкиes = 0 мкм ; ei = -43 мкм.

2) Определим допуски на их изготовление:

для паза валаTD =T9 = 43 мкм;

для шпонкиTd =T9 =43 мкм.

Рассчитываем предельные размеры сопрягаемых деталей:

Результаты расчетов запишем в таблицу 4

Таблица 4.

Шпоночный паз вала 10N9	Шпонка 10h9	Шпоночный паз ступицы 10Js9
ESI = 0 мкм EII = -43 мкм T9 = 43 мкм	es = 0 ei = -43 мкм T9 = 43 мкм	ESII = 21,5 мкм EIII = -21,5 мкм T9 = 43 мкм

Определим предельные значения зазора и натяга:

Smax=Bmax– bmin =10,0 – 9,957=0,043 мм=43мкм;

Nmax=bmax– Bmin=10,0– 9,957=0,043 мм=43 мкм;

Определим допуск посадки:

ТП= Smax+Nmax=43+43=86мкм.

Расчёт посадки10 :

Для паза втулки и шпонки с номинальными размерами B’=b=10мм находим предельные отклонения:

для паза втулки ES = +21,5 мкм; EI = -21,5мкм;

для шпонкиes = 0 мкм ; ei = -43 мкм.

Определим допуски на их изготовление:

для паза втулки TD =T9 = 43 мкм;

для шпонкиTd =T9 =43 мкм.

Рассчитываем предельные размеры сопрягаемых деталей:

Результаты вычислений занесем в таблицу4.

Определим предельные значения зазора и натяга:

S’max=B`max– bmin =10,0215 – 9,957=0,0645 мм=64,5 мкм;

N’max=bmax– B`min=10–9,9785=0,0215 мм=21,5 мкм.

Определим допуск посадки:

ТП=Smax+Nmax=64,5+21,5=86мкм.

Определим предельные отклонения размеров шпоночного соединения(данные берём в учебном пособии)и запишем их в таблицу 5.

Таблица 5

Высота шпонки h, мм	Предельные отклонения
	Высоты h, мкм	Размеров		Длины
		d-t1	d-t2
8	h11	-0.2	+0.2	h14	Н15

Изобразим на рисунке 6схему полей допусков шпоночного соединения.

Рисунок 5-Схема расположения полей допусков для шпоночного соединения

2.5 Соединение венца цилиндрического колеса со ступицей(№5)

Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъёмных,не разбираемых соединений.Неподвижность соединений при этих посадках достигается,как правило,лишь за счёт сил трения,возникающих на сопрягаемых поверхностях деталей вследствие их деформаций при сборке. В ряде случаев при передаче очень больших нагрузок в соединениях с натягом дополнительно могут использоваться крепёжные детали: винты,штифты, шпонки т.п.

Сборка деталей в зависимости от их конструкции,размеров и величины требуемого натяга может осуществляться под прессом при нормальной температуре(продольная запрессовка),а так же с нагревом охватывающей или охлаждением охватываемой деталей (способ термических деформаций или поперечная запрессовка).

Запишем определенные в разделе 1номинальные размеры ступицы и венца зубчатого колеса:

Do=160 мм;

D=150 мм;

l=40 мм;

d0 =40мм;

Из условия неподвижности соединения в зависимости от характера передаваемой нагрузки определим требуемое минимальное давление на контактных поверхностях соединенияPmin, МПа.

При действии крутящего момента Мкр,НЧм

,

где:

Мкр=430 НЧм– крутящий момент;

l=40 мм – длина соединения;

d=150 мм – номинальный диаметр соединения;

f=0,07 – коэффициент трения на сопрягаемых поверхностях при механической запрессовке.

Используя закон Гука и решения задачи Ламе, можно рассчитать величину наименьшего натяга Nmin расч(мкм),при котором будет обеспечена неподвижность соединения:

.

В данной формуле ED иEd – модули упругости материалов сопрягаемых деталей.

Ed=2,1Ч105МПа;

ED=2,1Ч105МПа.

СD и Сd –коэффициенты Ламе, определяемые по формулам:

;

.

Здесь, D0 иd0 – наружный диаметр охватывающей детали и диаметр внутренней полости охватываемой детали. В нашем случае

D0=100мм;

d0=30мм.

Dи d– коэффициенты Пуассона соответственно для охватывающей и охватываемой деталей, D =0,3; d =0.3;

Тогда:

.

На основе теорий о наибольших касательных напряжениях определим максимально допустимое давление Pmax,при котором отсутствуют пластические деформации соединяемых деталей:

где:

PDmax – максимально допустимое давление для охватывающей детали;

Pdmax – максимально допустимое давление для охватываемой детали;

=800МПа – предел текучести охватывающей детали;

=650МПа – предел текучести охватываемой детали.

Выбираем наименьшее из двух значенийPDmax=56.188 МПа.

Определим величину наибольшего расчётного натяга:

По [1] (см. стр.31,рис.14) c=0,62

Учтём поправку на смятие неровностей контактных поверхностей отверстия и вала. Из ряда стандартных значений по[1] (стр.31) выбираем:

RaD=1.0 мкм, Rad=1.0мкм.

С учётом поправки определяем минимальную и максимальную величины функциональных натягов:

Nmin функ= Nminрасч+Dш=51.75+10.0=61.75мкм;

Nmax функ= Nmaxрасч+Dш=414.75+10.0=424.75мкм.

По данным(ГОСТ 25364-88 и ГОСТ25347-82) выбираем посадку, удовлетворяющую условиям:

Nmin cmіNminфунк ,

Nmax cmЈNmaxфунк , выбираем посадку G7/t6:

Nmin cm=70 мкм

Nmax cm =145 мкм

где: Nmin ст иNmax ст – значения натяга, обеспечиваемые какой либо стандартной посадкой.

Изобразим схему полей допусков для посадки G7/t6:

Рисунок 6-Схема расположения полей допусков для соединения венца и ступицы зубчатого колеса