Установка вала с натягом

(рис. 11.17, 6)с диаметром отверстия, меньшим диаметра вала. Сила трения (м в ч) обеспечивает неподвижность соединения(рис. 11.17, в) уметь воспринимать как крутящий момент, так и осевую силу, то есть удовлетворять условию F lp к H1 0.»2A V d F P b(H-5) 297gde K-коэффициент запаса сцепления (K=1.Б…2); M, K-крутящий момент, Н»м;D-диаметр посадочной поверхности, мм; Fa-осевая сила, Н , Примеры компонентов, связанных с натяжением,

включают соединение коронки и ступицы зубчатого и червячного колес, Людмила Фирмаль

ступицы колеса с валом, планетарной зубчатой передачи и сателлита и вала. Соединение конструктивно простое и обеспечивает хорошую центровку, но вызывает значительные концентрированные напряжения на соединяемых деталях, но не находится в допустимом диапазоне соединяемых деталей. Последнее требует селективной сборки, так как наличие дисперсии натяжения снижает надежность соединения. Соединение осуществляется одним способом:с нагревом

деталей крышки с охлаждением покрытых деталей, гидравлическим способом крепления (подача масла на интерфейс под давлением). Лучшим является первый такой способ, когда, как и при прессовании, неровные гребешки обрезаются, что снижает надежность соединения. Одной из основных задач при расчете натяжения и соединения является выбор посадки, которая обеспечивает передачу заданной нагрузки. В связи с этим детали претерпевают прямо противоположную деформацию герметичности 6, мм размер: 6=дБ-ад, dB, где n dA-диаметр втулки (вала), соответственно, и детали

• покрытия » wausa (отверстие), 298N и определенное давление p, M N a, определяется по формуле L Yum e P=d (CB/E B+C A/E y (, L6), где d-диаметр посадки, мм;EB и EA-упругость покрывающей части.; ^ = — ^ — ^ — 1 1 3 ; здесь соответствующий коэффициент поперечной деформации для Pb и jiA-плакированной и покрывающей частей; диаметр отверстия dj-покрытой (валовой) части; диаметр ds-наружный диаметр покрывающей части (ступицы). Когда неровности прессования отсекаются и становятся эффективными, расчетное натяжение 6 меньше измеренного 6I, а именно 6=6H-1,2 (Rzb+Rza) 103, (11.7) RZB и RzA установлены. При посадке с подогревом или охлаждением 6=6I. Удельное давление p сопрягаемой поверхности

должно быть таким, чтобы сила трения была больше внешней нагрузки:p=f Tp/(jtd/f), (11.8), где I-длина посадочной поверхности, в мм..0,22 при нажатии и f=0,08…0.19) в сборе с нагревом и охлаждением для стальных сопрягаемых деталей. При расчете соединения по формуле(11.5)определяют требуемую силу трения F Tp, затем из(11.8)определяют требуемое удельное давление p; из Формулы (11.6)-R ацетилхоэфирную нагрузку 6 и из Формулы (11.7)-измеренное давление P. Необходимо проверить прочность вала и ступицы. Более интенсивным является освещение деталей.

M допустимое натяжение в осевом направлении для обеспечения прочности покрытия детали (без пластической деформации), мм Людмила Фирмаль

btah=R tahb/R, Rtah=0-5TL[1″(«W h°iA

n Rea) материал покрытия детали сыпучесть, МПа, усилие прессования, N Fa-) 299 пример 11.3 для выбора посадочной площадки необходимо обеспечить соединительную ступицу зубчатого вала по следующим данным (рис. 11.8): крутящий момент M=5•10 * N * m; осевая сила Fa=715N.: диаметр соединения d=50PM;наружный диаметр ступицы=80■>I. Rat=Rat = 1,25 мкм или меньше поверхности Земли;модуль упругости E=2,2-10Y МПа: коэффициент поперечной деформации CD=0,3;коэффициент трения f=0,1. 1. Требуемая сила трения в соответствии с формулой (11.5) F rp=K=3 * 10 * N, где K=1.5-Коэффициент сцепления. 2. Требуемое

удельное давление по формуле(11.8) P=F T p/(ndlf)=34мпа. 3. Натяжение рассчитывают по формуле(11.6) 6=pd (SD/EB+CA / EA)=0.025 мм. SV=1-pe=0,7; коэффициент + Il=2,58. 4. Напряжение измеряется по формуле (11.7)) = 6 + 1 ,2 • 10′ (РЗБ+Рза)=0,040 мм; Здесь высота мнкронеровностей rig=RzA= = 5R a=6,25 мкм. 5. Выберите посадку на столе. STCMEA144-75: диаметр D—50 мм посадочное отверстие H7, вал-s6 (0 50H7/s6) с минимальным натяжением bp11p=0.043 мм,Макс-BT A x=0.084 мм. 6. Проверьте допустимость посадки в состоянии прочности деталей. Удельное давление, вызывающее пластическую

Образовательный сайт для студентов и школьников

Копирование материалов сайта возможно только с указанием активной ссылки «www.lfirmal.com» в качестве источника.

© Фирмаль Людмила Анатольевна — официальный сайт преподавателя математического факультета Дальневосточного государственного физико-технического института

Видео:Как быстро рассчитать температуру нагрева детали для посадки с натягомСкачать

Соединения с натягом

Соединения с натягом характеризуются большой несущей способностью, хорошим восприятием ударных нагрузок и простотой конструкции.

Видео:Единственно правильный способ посадить шестерню на вал с натягомСкачать

Основные отклонения и допуски соединений с натягом

В таблицах приведены величины основных отклонений валов и отверстий по ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75), применяемые в посадках с натягом для размеров от 1 до 500 мм. По этим таблицам легко определить величины максимальных и минимальных натягов в соединениях. Например, величины максимальных и минимальных натягов для соединения ∅35 H7/s6 находят следующим образом. Основное отклонение в системе отверстия для вала диаметром 35s6 равно 43 мкм. Эта величина является также и нижним значением поля допуска для вала. Верхнее значение поля допуска для вала находим, прибавив к основному отклонению допуск IТ квалитета б; получаем 43 + 16 = 59 мкм. Для отверстия нижнее отклонение в системе отверстия равно нулю, а верхнее — значению допуска IT квалитета 7 (интервал размеров от 30 до 50). Это значение равно 25. Таким образом, наибольший натяг является разностью максимального отклонения размера вала и минимального отклонения размера отверстия, т.е. 59 — 0 = 59 мкм. Минимальный натяг как разность минимального отклонения размера вала и максимального отклонения размера отверстия, т.е. 43-25=18 мкм.

Читайте также: Шестерня вторичного вала yx140

Величины основных отклонений валов и отверстий по ГОСТ 25347 (СТ СЭВ 144), применяемые для посадок с натягом, для размеров от 1 до 500 мм

Значения допусков по ГОСТ 25346 (СТ СЭВ 145) для размеров от 1 до 500 мм

Видео:✅КАК РАССЧИТАТЬ ЗАЗОР, НАТЯГ // ДОПУСКИ И ПОСАДКИ // ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКОВ // min..maxСкачать

Соединения с натягом

Чистота обработки контактирующих поверхностей имеет большое значение для прочности соединений с натягом. Как показывают многочисленные опыты, шероховатость Ra этих поверхностей должна быть в пределах 0,8… 1,25 мкм. Такую шероховатость можно получить: для валов — чистовым точением и шлифованием; для отверстий — чистовой расточкой, шлифованием или развертыванием, а также протяжкой.

Входные фаски посадочных поверхностей деталей для соединений с натягом показаны на рис. 1. При посадке без шпонки величина входной фаски на валу и в отверстии берется по таблице, приведенной на рисунке.

При посадке со шпонкой длина входной фаски берется больше с тем, чтобы обеспечить точную посадку шпонки в паз отверстия. Рекомендуется применять фаску с уклоном 1:10 на длине а или поясок, выполненный по свободной посадке на длине а посадочной части вала (до начала прямолинейного участка шпоночного паза).

Зубчатый венец на маховике автомобильного двигателя (рис. 2) имеет специальную посадку без дополнительного крепления. Натяг в этой посадке несколько больше минимального натяга посадки Н10/х8.

Крепление зубчатых колес на промежуточном валу автомобильной коробки передач показано на рис. 3. Все зубчатые колеса, кроме одного, имеют посадку H7/r6 с дополнительной фиксацией сегментными шпонками. Второе слева зубчатое колесо имеет посадку F7/r6. Это зубчатое колесо нагружено меньше, чем остальные, поэтому предусмотрен несколько меньший натяг, чем в остальных соединениях.

Крепление венца червячного колеса на центре (рис. 4) выполнено с посадкой H7/s6. Чтобы исключить при эксплуатации снижение несущей способности вследствие ослабления натяга, предусмотрены резьбовые штифты. Соединение центра вала выполнено с применением посадки H7/r6. Для удобства сборки на части длины вала предусмотрен заходный цилиндрический участок с посадкой Н7/f9.

Кожух полуоси автомобиля (рис. 5) рассчитан на большую нагрузку и соединен с полуосью с большим натягом (посадка H7/u8). Материал полуоси — сталь 40Х, а кожуха, в который она запрессована, — ковкий чугун.

Составное колено коленчатого вала двигателя мотоцикла показано на рис. 6. Шатунная и коренная шейки коленчатого вала запрессованы в щеки вала. Как показывает опыт, натяг в этом случае должен быть от 1:800 до 1:900 номинального диаметра посадки (в пределах посадок Н7/u8 и Н8/u8).

Крепление штока с бабкой ковочного молота (рис. 7) может осуществляться по конической поверхности с малым углом конуса. Это исключает применение дополнительных средств крепления.

Крепление бандажа на центре вагонной оси (рис. 8) обеспечивается посадкой G8/u7, а центра на оси -посадкой Н7/s6. Оба соединения не имеют никаких дополнительных креплений.

Соединение центральной части ротора генератора с хвостовиками (рис. 9) осуществлено при помощи стяжек а, поставленных с температурным натягом. Для предохранения стяжек от выпадения под действием центробежной силы предусмотрены крышки б, вставленные в косой паз.

Видео:Посадка втулки на горячуюСкачать

Соединения с натягом

Соединения с натягом применяют для неразборных или редко разбираемых сопряжений. Сопротивление взаимному смещению деталей в этих соединениях создается и поддерживается силами упругой деформации сжатия (в охватываемой детали) и растяжения (в охватывающей детали), пропорциональными величине натяга в соединении.

Посадки с натягом. ЕСДП устанавливает следующие посадки с натягом: от р до z (в системе отверстия) и от Р до Z (в системе вала).

На рис. 517, а приведены средние значения натягов Δ_ср в функции диаметра вала d для различных посадок, а на рис. 517, б — средине значения относительных натягов Δ_ср/d.

Относительные натяги резко возрастают в области малых диаметров. Это заставляет особенно осторожно подходить к расчету соединений малого диаметра, так как прочность деталей соединений зависит прежде всего от относительного натяга.

Несущая способность. Наибольшая осевая сила, которую может выдержать соединение,

где k — давление на посадочной поверхности, МПа; F = πdl — площадь посадочной поверхности, мм 2 (d и l — диаметр и длина посадочной поверхности); f — коэффициент трения между сопрягающимися поверхностями (для сталей и чугунов в среднем f = 0,10—0,15).

Наибольший крутящий момент, передаваемый соединением,

Давление k на посадочных поверхностях зависит от натяга и толщины стенок охватывающей и охватываемой деталей. Согласно формуле Ламе

где Δ/d — относительный диаметральный натяг; θ — коэффициент; Δ — в мм; d — в мм;

Читайте также: Замена подшипников первичного вала опель

здесь E₁, E₂ и μ₁, μ₂ — соответственно модули нормальной упругости и коэффициенты Пуассона материалов охватываемой и охватывающей деталей; с₁ и с₂ — коэффициенты;

причем d₁ и d₂ — соответственно внутренний диаметр схватываемой детали и наружный диаметр охватывающей детали (рис. 518).

Давление k, а, следовательно, и несущая способность соединения пропорциональны относительному диаметральному натягу Δ/d, возрастают с увеличением модуля упругости материалов и уменьшаются с увеличением с₁ и с₂, т. е. с увеличением тонкостенности.

Решение Ламе (соединение бесконечной длины) предполагает равномерное распределение давления по длине соединения и дает средние значения k. В соединениях конечной длины, как показывает точный расчет (Парсонс), на кромках возникают скачки давления, пропорциональные жесткости втулки и величине k. Максимальное давление на кромках превышает номинальное давление k в 2—3,5 раза (рис. 519).

Скачки можно практически устранить и сделать давление приблизительно постоянным с помощью разгружающих фасок на втулке, утонения втулки к краям и бомбиниронания вала.

Назовем a₁ = d₁/d и а₂ = d/d₂ относительной тонкостенностью соответственно охватываемой и охватывающей деталей. Значения а₁ = а₂ = 0 соответствуют случаю массивных охватываемой и охватывающей деталей; значения а₁ и а₂, близкие к 1, — случаю тонкостенных деталей.

Коэффициенты с₁ и с₂ можно представить в общем виде следующим образом:

Это соотношение представлено графически на рис. 520.

Напряжение сжатия в охватываемой детали максимально на внутренней поверхности:

Напряжение растяжения в охватывающей детали максимально на внутренней поверхности:

Уменьшение внутреннего диаметра охватываемой детали

Увеличение наружного диаметра охватывающей детали

Максимально допустимое давление на посадочной поверхности определяется прочностью на смятие k_maх = σ_см, где σ_см — предел прочности на смятие наиболее слабого из двух сопряженных материалов. Для улучшенных сталей можно принимать σ_см = 200—250 МПа; для серых чугунов σ_см = 20—50 МПа и алюминиевых сплавов σ_см = 10—20 МПа.

Чаще всего несущую способность соединении лимитируют не напряжения смятия на контактных поверхностях, а напряжения растяжения в охватывающей детали или сжатия в охватываемой.

Если охватывающая и охватываемая детали выполнены из одинакового материала (Е₁ = Е₂ = Е; μ₁ = μ₂ = μ), то тогда θ = Е/(с₁ + с₂) и согласно формулам (119)—(121)

На рис. 521, а приведено в функции а₁ и а₂ относительное давление k₀ = 1/(c₁ + c₂), представляющее собой величину давления k при ЕΔ/d = 1.

Давление (а, следовательно, и несущая способность соединения) максимально при а₁ = а₂ = 0, слабо снижается при увеличении а₁ и а₂ до

0,5 (заштрихованный участок), а с дальнейшим увеличением а₁ и а₂ (тонкостенные детали) резко падает, стремясь к нулю при а₁ = а₂ = 1.

Снижение давления с уменьшением толщины стенок охватываемой и охватывающей деталей можно компенсировать увеличением диаметра и длины посадочной поверхности. Если, как это обычно бывает, длина соединения пропорциональна диаметру, т. е. l = n·d (n — коэффициент пропорциональности), то согласно формулам (113) и (114) P_oc = k·f·n·d 2 и М_кр = 0,5k·f·n·d 3 . Следовательно, сопротивление осевому сдвигу пропорционально квадрату, а кручение — кубу диаметра соединения. Таким образом, увеличение диаметра представляет очень эффективный способ увеличения несущей способности и снижения напряжении в охватывающей и охватываемой деталях.

Согласно формулам (123) и (124) относительные напряжения (напряжения при EΔ/d = 1)

Эти соотношения приведены на рис. 521, б. Из графика можно сделать следующие выводы:

— напряжения σ₀₁ в охватываемой детали (жирные линии) максимальны (σ₀₁ = 1) при массивной охватывающей детали (а₂ = 0), снижаются с уменьшением толщины ее стенок (a₂ à 1) и возрастают с уменьшением толщины стенок охватываемой детали (a₁ à 1);

— напряжения σ₀₂ в охватывающей детали (тонкие линии) максимальны (σ₀₂ = 1) при массивной охватываемой детали (a₁ = 0), снижаются с уменьшением толщины ее стенок (a₁ à 1) и возрастают с уменьшением толщины стенок охватывающей детали (a₂ à 1).

Называя охватываемую деталь валом , а охватывающую корпусом , можно сформулировать следующие практические правила:

— для увеличения прочности вала целесообразно увеличивать толщину его стенок и уменьшать толщину стенок корпуса (массивный вал — тонкостенный корпус);

— для увеличения прочности корпуса целесообразно увеличивать толщину его стенок и уменьшать толщину стенок вала (массивный корпус — тонкостенный вал).

Существенное снижение напряжении происходит только при увеличении а₁ и а₂ свыше 0,5. При меньших значениях а₁ и а₂ (заштрихованный участок) напряжения мало отличаются от напряжений в массивных деталях.

Коэффициент трения. Несущая способность прямо пропорциональна коэффициенту трения на посадочной поверхности.

Коэффициент трения зависит от давления на контактных поверхностях, размеров и профиля микронеровностей, материала и состояния сопрягающихся поверхностей (наличие смазки), а также способа сборки (соединение под прессом, с нагревом или охлаждением деталей).

Коэффициент трения возрастает с увеличением шероховатости поверхностей и снижается с повышением давления (рис. 522), так что иной раз целесообразны меньшие натяги с выгодой для прочности вала и втулки.

Читайте также: Замена сальника коленчатого вала ваз 2107

При сборке с нагревом или охлаждением деталей коэффициент трения в 1,3—2,5 раза выше, чем при сборке под прессом. Коэффициент трения можно значительно повысить нанесением гальванических покрытии. В зависимости от перечисленных факторов коэффициент трения f = 0,06—0,25, а иногда и выше. Ценность расчета точности состоит в том, что он позволяет определить влияние геометрических параметров и жесткости элементов соединения на несущую способность и прочность, а также наметить рациональные пути упрочнения. При расчетах придерживаются значений f = 0,10—0,15, относя возможное повышение коэффициента сверх этих значений в запас прочности.

Влияние качества поверхностей. Несущая способность соединения с натягом зависит от обработки сопрягающихся поверхностей.

В измеряемые диаметры отверстия и вала входит высота микронеровностей, которые при запрессовке сминаются. Если высота микронеровностей соизмерима с натягом, фактический натяг в соединении значительно уменьшается.

На рис. 523 приведены натяги Δ_min, Δ_ср и Δ_max (штриховые линии) при посадке H7/r6 или H7/s6 для различных диаметров валов, а также нанесены суммарные высоты неровностей вала и отверстия (сплошные линии) при обработке по 4—9-му классу шероховатости (Ra = 0,2—6,3 мкм). Для соединений малого диаметра (менее 30—40 мм) обработка ниже 9-го класса (Ra = 0,2 мкм) исключается, так как суммарная высота микронеровностей становится близкой к величине Δ_min. Натяг в таких соединениях может значительно уменьшиться или исчезнуть в результате смятия микронеровностей.

Соединения с диаметром более 50 мм, а также соединения с большим натягом можно обрабатывать несколько грубее. Практически поверхности валов в соединениях с натягом среднего размера обрабатывают по 8—10-му классу (Ra = 0,1—0,4 мкм), а отверстий — по 7—9-му классу шероховатости (Ra = 0,2—0,8 мкм).

Микронеровности в известной мере положительно влияют на прочность соединения, действуя наподобие шипов, увеличивающих связь между сопрягающимися поверхностями. Как установлено опытами, повышение класса шероховатости свыше 11-го (Ra = 0,05 мкм) снижает несущую способность соединении вследствие уменьшения коэффициента трении на поверхностях контакта.

В формулы (119)—(121) входит действительный натяг. Поэтому при расчете заданный номинальный натяг Δ_ном следует уменьшить на величину смятия микронеровностей

где Rz₁ и Rz₂ — высоты микронеровностей поверхности соответственно вала и отверстия, мкм; ϕ — коэффициент смятия.

Величина смятии микронеровностей зависит от натяга в соединении, высоты неровностей, их формы, профили и плотности распределения, твердости и прочности материала сопрягающихся поверхностей, соотношения между твердостью поверхностей охватывающей и охватываемой деталей, а также от условий сборки. При сборке под прессом неровности последовательно подвергаются срезу при продольном перемещении и сминаются гораздо больше, чем при сборке с нагревом или охлаждением деталей (когда неровности смыкаются в радиальном направлении).

Фактическая, устанавливающаяся после некоторого периода эксплуатации величина смятия, определяющая эксплуатационную надежность соединения, зависит от нагрузок, действующих на соединение. Высота неровностей уменьшается после каждой разборки-сборки, стабилизируясь на определенном уровне после трех-четырех разборок.

Учесть все эти многообразные факторы невозможно. В качестве первого приближения при расчете принимают, что смятие микронеровностей составляет 0,5—0,6 первоначальной средней высоты микронеровностей. Влияние последующей эксплуатации учитывают коэффициентом запаса, который при расчете принимают равным 1,5—3.

При ϕ = 0,5Δ’ = Rz₁ + Rz₂. Введем величину Δ_ном —Δ’ в формулу (115):

Если при расчете определяют необходимый номинальный натяг , то к найденному натягу следует прибавить величину смятия микронеровностей: Δ_ном = Δ_paсч + Rz₁ + Rz₂.

По номинальному натягу, определенному таким образом, подбирают соответствующую посадку по ЕСДП.

Поправка на смятие микронеровностей имеет существенную величину для соединений малого диаметра. Для диаметров более 50 мм при обработке по 5-му классу шероховатости и выше поправки не превышает 10% (рис. 524), и ею можно пренебрегать, особенно если сборка производится с нагревом или охлаждением деталей.

Влияние тепловых деформаций. В соединениях, подвергающихся нагреву, следует учитывать влияние температуры на посадку. Если охватывающая деталь изготовлена из материала с более высоким коэффициентом линейного расширения или нагревается при работе больше, чем охватываемая, то при нагреве первоначальный (холодный) натяг уменьшается. Напротив, если охватываемая деталь изготовлена из материала с более высоким коэффициентом линейного расширения или нагревается при работе больше, чем охватывающая, то первоначальный натяг в соединении при нагреве увеличивается.

Если соединение при работе подвергается нагреву, то в формулы (119)—(121) следует внести температурный натяг (с его знаком)

где α₁ и α₂ — коэффициенты линейного расширения материала соответственно охватываемой и охватывающей деталей; Δt₁ и Δt₂ — увеличение температуры при нагреве соответственно охватываемой и охватывающей деталей.

Формула (115) при этом приобретает вид

Первоначальный относительный натяг, необходимый для поддержания заданного давления k при нагреве:

При посадке на валы быстроходных роторов следует еще учитывать расширение ступицы под действием центробежных сил и соответственно увеличивать первоначальный натяг.

• Свежие записи
  • Чем отличается двухтактный мотор от четырехтактного
  • Сколько масла заливать в редуктор мотоблока
  • Какие моторы бывают у стиральных машин
  • Какие валы отсутствуют в двухвальной кпп
  • Как снять стопорную шайбу с вала

  
  

  источники:

  https://evakuatorinfo.ru/ustanovka-vala-s-natyagom

  💥 Видео

  Допуски и посадки для чайников и начинающих специалистовСкачать

  

  4.1 Расчет посадок с натягомСкачать

  

  Посадка подшипника на вал: самый полный обзор методов и стандартовСкачать

  

  Посадки. Как выглядят сотки на деле.Скачать

  

  Восстановление прослабленного посадочного места. ( Возвращаем натяг )Скачать

  

  Допуски и посадки. Посадка с зазором. Посадка с натягом. Переходная посадкаСкачать

  

  Как сделать из посадки с зазором посадку с натягом на примере тактора Т40. Продолжение.Скачать

  

  11 Посадка втулки на вал с натягомСкачать

  

  Горячая посадка вала. Охлаждение углекислотой.Скачать

  

  Сделал втулки под горячую посадку на вал. Полуоси для трактора.Скачать

  

  Как сделать посадку с натягом или зазором без нутромераСкачать

  

  Допуски и посадки под подшипникСкачать

  

  ДВЕ СОТКИ что это Посадка от рукиСкачать

  

  репетиция посадки " на горячую")Скачать

  

  восстановление посадочного места под подшипникСкачать

  

  Выставляем натяг радиально упорного подшипника (или как я туплю с математикой в субботу в полночь)Скачать