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 1 номинальные размеры ступицы и венца зубчатого колеса:

Do=160 мм;

D=150 мм;

l=40 мм;

d₀ =40 мм;

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

При действии крутящего момента М_кр, Н×м

,

где:

М_кр=430 Н×м – 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 N_{min расч}(мкм), при котором будет обеспечена неподвижность соединения:

.

В данной формуле E_D и E_d – модули упругости материалов сопрягаемых деталей.

E_d=2,1×10⁵ МПа;

E_D=2,1×10⁵ МПа.

С_D и С_d – коэффициенты Ламе, определяемые по формулам:

;

.

Здесь, D₀ и d₀ – наружный диаметр охватывающей детали и диаметр внутренней полости охватываемой детали. В нашем случае

D₀=100мм;

d₀=30мм.

_D и _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 P_max, при котором отсутствуют пластические деформации соединяемых деталей:

где:

P_Dmax – максимально допустимое давление для охватывающей детали;

P_dmax – максимально допустимое давление для охватываемой детали;

=800 МПа – предел текучести охватывающей детали;

=650 МПа – предел текучести охватываемой детали.

Выбираем наименьшее из двух значений P_Dmax=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:

R_aD=1.0 мкм, R_ad=1.0 мкм.

С учётом поправки определяем минимальную и максимальную величины функциональных натягов:

N_{min функ}= N_{min расч}+D_ш=51.75+10.0=61.75 мкм;

N_{max функ}= N_{max расч}+D_ш=414.75+10.0=424.75 мкм.

По данным (ГОСТ 25364-88 и ГОСТ 25347-82) выбираем посадку, удовлетворяющую условиям:

N_{min cm}³N_{min функ} ,

N_{max cm}£N_{max функ} , выбираем посадку G7/t6:

N_{min cm}=70 мкм

N_{max cm} =145 мкм

где: N_{min ст} и N_{max 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