Файл: 5 amaliy mashgulot val gildirak birikmasi misolida qoZGalmas birikmalarni tanlash va hisoblash.doc

5- AMALIY MASHG’ULOT

VAL G‘ILDIRAK BIRIKMASI MISOLIDA QO’ZG’ALMAS BIRIKMALARNI TANLASH VA HISOBLASH

Keyingi vaqtlarda burovchi momenlarni uzatishda, shponka bilan birgalikda katta tig‘izlik bilan o‘tqazishlar qo‘llanilmoqda. Bu o‘tkazishlar ST SEV 144-75 jadvallaridan, eng katta va eng kichik funksional tig‘izliklarga bog‘liq holda topiladi.

Tishli g‘ildirak to‘liq (g‘ovak bo‘lmagan) valga o‘tqazilgan bo‘lib, burovchi moment bilan yuklangan holatini ko’rib chiqamiz.


1. Eng kichik funksional tig‘izlikning hisobi

Eng kichik funksional tig‘izlik – shunday tig‘izlik-ki, unda birikmaning mustaxkamligi ta’minlanadi. Bunday tig‘izlik quyidagicha aniqlanadi:

(2.1)

Bu erda: – eng kichik xisobiy tig‘izlik;

u – tuzatma bo‘lib, biriktirilayotgan detal yuzalari notekisliklarini ezilishini, ish sharoitidagi harorat va dinamik ta’sirlarni, hamda detallar yon tomonlaridagi kontakt bosimlarni ortishini hisobga oladi.

Eng kichik xisobiy tig‘izlik quyidagicha aniqlanadi:

(2.2)

Bu erda: M– birikmaga ta’sir qilayotgan burovchi moment, N·m;

D – birikmaning nominal o‘lchami, m;

– tishli g‘ildirak gupchagi (stupitsasi)ning uzunligi (o‘lcham zanjiri sxemasidan olinadi), m;

f – birikmadagi ishqalanish (chirmashish) koeffitsienti (detallar po‘lat va cho‘yandan tayyorlagan bo‘lsalar va press yordamida yig‘ilsalar f = 0,08). Qamrab oluvchi detal qizdirilsa yoki qamrab olinuvchi detal sovutilsa .

– biriktirilayotgan vtulka va val materiallarining elastiklik modullari, N/m ²;

– vtulka va val uchun doimiy koeffitsientlar bo‘lib, quyidagicha aniqlanadi:
(2.3)

(2.4)

Bu erda: d_st = 1,6d – stupitsaning diametri;

va – vtulka va val materiallari uchun Puasson koeffitsienti (po‘lat uchun – 0,3, cho‘yan uchun = 0,25 ).

Biriktirilayotgan detallar kontakt yuzalarining ezilishini xisobga oladigan tuzatma, quyidagicha aniqlanadi:

(2.5)

Bu erda va – vtulka va val yuzalarining notekisliklarini o‘rtacha arifmetik chetga chiqishlari.

Misol. Vibratsiyasiz ishlaydigan va T=6500 N*m burovchi momentni qabul qiladigan birikma uchun tig‘iz o‘tqazishni tanlang (D= 80 mm; d_st=1,6*D=1,6·80=128 mm; =95 mm). Birikma detallari po‘lat 40 (E= 2,1·10¹¹H, σ_t=320MPa) dan tayyorlangan bo‘lib, yuzalarining g‘adir - budurliklari =1,5 mkm va =1,25 mkm. Birikma detallarining ishlash harorati yig‘uv haroratiga yaqin. Yig‘uv press yordamida amalga oshiriladi (f = 0,08).

Yechish. C_D va C_d koeffitsientlarni quyidagi formulalar orqali aniqlaymiz:

(2.1) formula yordamida eng kichik hisobiy tig‘izlikni aniqlaymiz:

(2.5) formula yordamida xisobiy tig‘izlikka tuzatmani topamiz:

u = 5*( + ) = 5* (1,5 + 1,25) = 13,75 mkm = 0,014 mm.

(2.1) formula yordamida eng kichik funksional tig‘izlikni topamiz:


2. Eng katta funksional tig‘izlik ni hisoblash

Eng katta funksional tig‘izlik - shunday tig‘izlik-ki, unda biriktirilayotgan detallarning mustahkamligi ta’minlanadi va u quyidagicha aniqlanadi:

, (2.6)

Bu yerda: – eng katta xisobiy tig‘izlik;

u – ga tuzatma va u (2.5) formula orqali topiladi.

Eng katta ruxsat etilgan bosim xosil bo‘ladigan, eng katta xisobiy tig‘izlik , quyidagicha aniqlanadi:

(2.7)
Eng katta ruxsat etiladigan bosim (2.8) bo‘yicha bo‘lganda detallarning mustaxkamlik sharti orqali aniqlanadi. Bu bosim vtulkaning kontakt yuzalarida plastik deformatsiyalarni xosil bo‘lmasligi bilan aniqlanadi.

(2.8)

Xuddi shunday xolat uchun val (g‘ovaksiz) yuzalarida eng katta ruxsat etilgan bosim(2.9) orqali aniqlanadi

(2.9)

Bu erda: σ_T – cho‘zilgandagi detal materialining oquvchanlik chegarasi.

2.8 formula orqali kontaktda bo‘lgan vtulka yuzasi uchun ruxsat etilgan bosimni aniqlaymiz

Val yuzasiga tushayotgan bosim 2.9 formula orqali topiladi

(2.7) formula yordamida ruxsat etilgan eng katta tig‘izlik topiladi

---

(2.6) formula yordamida eng katta funksional tig‘izlik topiladi:

.
3. Tig‘izlik bilan o‘tqazishni tanlash.

Tig‘izlik o‘tqazishlarni eng katta funksional tig‘izlik ST SEV 144-75 bo‘yicha olinib, birikmaning va detallarning mustahkamlik zahiralari yaratilishiga erishish kerak.

Birikmani yig‘ish jarayonida sarf bo‘ladigan tig‘izlik joyizligining qismi (mutahkamlikning texnologik zahirasi) doimo ekspluatatsiyadagi ehtiyot zahirasidan kichik bo‘lishi kerak. Chunki bu zahira detal materialining mustahkamligini mumkin bo‘lgan kamayishini va biriktirilayotgan detallarning texnologik xatoliklar, ishqalanish koeffitsientini va haroratning tebranishi natijasida presslash uchun sarf bo‘ladigan kuchni ko‘payishini hisobga oladi.

Birikmani ekspluatatsiya vaqtidagi mustahkamlik zahirasi va detallarning yig‘ish jarayonida quyidagicha xisoblanadi:

(2.10)

(2.11)

Bu erda: va – eng katta va eng kichik tig‘izliklarni jadvaldagi qiymatlari;

va –eng katta va eng kichik funksional tig‘izlik.

Shunday qilib, o‘tqazishlarni tanlanayotganda, quyidagi shart saqlanishi kerak:

(2.12)

Qaralayotgan misol uchun, qo‘yilayotgan talablarga ST SEV 144-75 standart tavsiyalari asosida quyidagi o‘tqazish javob beradi:

Ø

Ushbu o‘tqazish joyizlik maydonining sxemasi 1.6- rasmda keltirilgan.
4. Chegaraviy o‘lchamlarni, joyizliklarni, tig‘izliklarni va o‘tqazish joyizligini xisoblash

Teshik. Nominal o‘lcham D= 80 mm.

Eng katta chegaraviy o‘lcham D_max=D+ES=80+0,035=80,035mm

Eng kichik chegaraviy o‘lcham D_min=D+EJ=80+0=80mm


1.6 - rasm
Joyizlik TD_x=ES-EJ=0,035-0=0,035mm

Val. Nominal o‘lcham d =80 mm.

Eng katta chegaraviy o‘lcham

d_max=d+es=80+0,146=80,146mm

Eng kichik chegaraviy o‘lcham

d_min=d+ei=80+0,124=80,124mm

Joyizlik

Birikma. Nominal o‘lcham Ø 80.

Jadvaldagi eng katta tig‘izlik

Jadvaldagi eng kichik tig‘izlik

O‘rtacha tig‘izlik

O‘tqazish joyizligi

Рис. 1. Поля допусков для обеспечения посадок с натягом.

1 Расчёт и выбор посадки с натягом зубчатого колеса на вал

1. Разобраться в конструкции узла. При воздействии заданного крутящего момента рассчитать максимальный и минимальный натяги, исходя из варианта задания, а затем выбрать стандартную посадку с натягом по ГОСТ 25347-2013 для соединения зубчатого колеса с валом (рисунок 1.1). Определить числовые значения отклонений классов допусков размеров отверстия и вала.

2. Обозначить посадку соединения и классы допусков сопрягаемых деталей на эскизах. Пояснить содержание условных обозначений.

3. Выполнить анализ полученной посадки и построить схему расположения интервалов допусков, указав на ней предельные размеры сопрягаемых деталей и наибольший и наименьший натяги.

Рисунок 1.1 - Общий вид вала в сборе (вид сверху):

1 – зубчатое колесо; 2 – вал; 3 – подшипник; 4 – крышка; 5 – сальник; 6 - шпонка; 7 – болт; 8 – шайба; 9 – шкив; 10 – корпус

---

Исходные данные для расчёта приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 - Исходные данные

Название и размерность параметра вала и колеса	Вал	Зубчатое колесо
Длина соединения, мм
Диаметр соединения (вала   и отверстия ступицы колеса  ), мм
Диаметр впадин зубчатого колеса, мм
Модуль упругости, Па (Н/м2)
Предел текучести, Па (Н/м2)
Коэффициент Пуассона
Шероховатость поверхности, мкм
Частота вращения, об/мин
Крутящий момент, Нм

1.1 Расчёт функциональных натягов

Используя один из методов расчёта посадок с натягом [1 - 6] и др., вычисляем значения наименьшего   расчётного натяга, обеспечивающего взаимную неподвижность соединяемых деталей, и наибольшего   расчётного натяга, определяющего прочность соединяемых деталей.

Натяги   и  , обеспечиваемые выбранной по результатам расчета стандартной посадкой, должны удовлетворять условиям:

, . (1.1)

где  ,  – наименьший и наибольший функциональные натяги, определяемые на основе расчетных с учетом поправки на смятие неровностей сопрягаемых поверхностей.

Значение наименьшего расчётного натяга определяется по формуле, мкм:

, (1.2)

где   – удельное контактное эксплуатационное давление при действии крутящего момента, Па:

, (1.3)

где f – коэффициент трения, f = 0,15;

n – коэффициент запаса прочности соединения, n = 1,5 – 2;

D = d – номинальный диаметр соединения, м;

L – длина соединения, м;

 Па,

 и   – коэффициенты Ламэ:

; (1.4)

, (1.5)

где d₁ – внутренний диаметр вала (если вал полый), м. В нашем случае d₁ = 0 (вал сплошной);

d₂ – наружный диаметр втулки или впадин зубчатого колеса, м.

Подставляя полученные по формулам (1.3 - 1.5) значения величин в (1.2), получим:

---

 мкм.

Наибольший расчётный натяг определяется по формуле, мкм:

,

где Р_доп – наибольшее допускаемое давление на поверхности вала или втулки, Па.

На поверхности втулки отсутствуют пластические деформации при

 Па.

На поверхности вала отсутствуют пластические деформации при

 Па.

Исходя из того, что на поверхности втулки могут возникнуть пластические деформации при давлениях меньших, чем на валу, определяем   с учетом наименьшего допускаемого давления  .

Максимальный расчётный натяг

 мкм.

Находим поправку к расчетному натягу на смятие неровностей поверхности детали U_Rz, остальные поправки можно принять равными нулю [2-6]:

 мкм,

где k – коэффициент, учитывающий высоту смятия неровностей отверстия втулки и вала (таблица 1.2). Для принятого метода сборки (с нагревом зубчатого колеса) принимаем k = 0,5;

 - шероховатость поверхности отверстия вала, мкм;

 - шероховатость поверхности втулки, мкм;

Таблица 1.2 - Коэффициент учета смятия неровностей

Метод сборки соединения
Механическая запрессовка при нормальной температуре	без смазочного материала	0,25 – 0,5
	со смазочным материалом	0,25 – 0,35
С нагревом охватывающей детали		0,4 – 0,5
С охлаждением вала		0,6 – 0,7

С учетом поправки величины граничных допустимых значений функциональных натягов для выбора посадки будут равны:

 мкм,

 мкм.

Схема расположения интервалов допусков посадки с натягом в системе отверстия, используемая для выбора стандартной посадки, представлена на рисунке 1.2. Нижнее отклонение основного отверстия EI = 0.

;  .

При этом должны выполняться условия (1.1):

,  .

Рисунок 1.2 - Схема расположения интервалов допусков отверстия и вала при посадке с натягом в системе отверстия

Пример расчёта посадки с натягом

В рассматриваемом узле редуктора применение посадки с натягом нецелесообразно. Поэтому в методическом плане приводим пример расчёта посадки с натягом, который может быть использован в другом узле или как вариант задания контрольной работы.

---

Принимаем сопряжение 63S8/h7.

Таблица 3

Расчёт предельных размеров сопряжения

Размер	IT, мкм	ES (es), мкм	EI (ei), мкм	Dmin (dmin), мм	Dmax (dmax), мм
63S8	46	– 53	– 99	62,901	62,947
63h7	30	0	– 30	62,970	63,000

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей и рассчитываем предельные значения табличных натягов.

N_max = d_max – D_min = 63,000 – 62,901 = 0,099 мм;

N_min = d_min – D_max = 62,970 – 62,947 = 0,023 мм;

N_cp = (N_max + N_min)/2 = (0,099 + 0,023)/2 = 0,061 мм.

Допуск посадки

T_N = IT_D + IT_d = 0,046 + 0,030 = 0,076 мм.

Принимаем нормальные законы распределения случайных размеров и рассчитываем предельные значения вероятных натягов:

Рис.7. Схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей

N_max.вер.= N_cp + 3_N;

N_min.вер.= N_cp – 3_N;

где _N – стандартное отклонение сопряжения.

 _;

N_max.вер. = 61 + 39,1 = 88,3 мкм  0,088 мм;

N_min.вер. = 61 – 39,1 = 33,7 мкм  0,034 мм.

Рис.8. Распределение вероятных натягов
В таблице 15аходятся предполагаемые для студентов варианты заданий для выполнения данного этапа практического работы. Для каждого диаметра, указанного в варианте задания даны три варианта зазоров и натягов.

 

 

Таблица 15

Варианты заданий по определению посадок по известным предельным зазорам и натягам

Вариант	Диаметр, мм	Smax, min; Nmax, min, (мкм)
1 2 3	40 45 48	Smax=66, Smin=15 Smax=16, Nmax=25 Nmax=42, Nmin=1
4 5	5 6	Smax=24, Smin=4 Smax=16, Nmax=4 Nmax=27, Nmin=5
6 7 8	19 22 26	Smax=175, Smin=80 Smax=13, Nmax=20 Nmax=50, Nmin=13
9 10 11	90 95 120	Smax=70, Smin=10 Smax=48, Nmax=10 Nmax=76, Nmin=20
12 13 14	130 150 170	Smax =145, Smin=40 Smax=115, Nmax=50 Nmax=125, Nmin=50
15 16 17	85 100 105	Smax=60, Smin=2 Smax=22, Nmax=35 Nmax=60, Nmin=2
18 19 20	34 36 42	Smax=270, Smin=75 Smax=23, Nmax=18 Nmax=42, Nmin=3
21 22 23	53 56 80	Smax=170, Smin=80 Smax=28, Nmax=20 Nmax=40, Nmin=2
24 25 26	34 40 48	Smax=130, Smin=78 Smax=16, Nmax=25 Nmax=42, Nmin=1
27 28	8 10	Smax=20, Smin=5 Smax=13, Nmax=10 Nmax=30, Nmin=3
29 30 31	190 220 250	Smax=90, Smin=20 Smax=42, Nmax=35 Nmax=110, Nmin=35
32 33	2 3	Smax=55, Smin=14 Smax=8, Nmax=10 Nmax=20, Nmin=2

---