О.А. Ряховский, А.В. Клыпин - Детали машин (1065792), страница 24
Текст из файла (страница 24)
Величина нормальной нагрузки зависит от величины натяга. Натяг — это разность размеров охватываемой и охватывающей деталей. Посадочный размер охватываемой детали делают несколько больше посадочного размера охватывающей детали.
После сборки посадочный размер деталей становится общим„при этом посадочный размер охватывающей детали в результате упругих деформаций увеличивается, а охватываем ой — уменьшается. Передача соединением нагрузок (сил, моментов) осуществляется эа счет сил трения (сцепления), действующих на поверхности контакта деталей. Наиболее часто встречаются соединения деталей по цилиндрическим или коническим поверхностям. 12.2.
Соединения с натягом по цилиндрическим поверхностям Эти соединения применяют для установки на валы зубчатых колес, колец подшипников качения и других деталей. Соединения с натягом также применяют для изготовления сложных составных деталей (коленчатые валы, составные зубчатые и червячные колеса и др.).
Соединяемые детали могут быть изготовлены из одинаковых или разных материалов. Лыха Вюд М:д Р получения соединения; хорошее центрирование соединяемых детален; способность воспринимать значительные динамические нагрузки, удары, колебания. нд„:ь р ° р ° ° д ° .р ди одной партии в связи с разбросом действительных размеров сопрягаемых поверхностей деталей в пределах их полей допусков и значений коэффициента трения; снижение усталостной прочности валов в зоне посадки вследствие концентрации напряжений; трудности неразрушающего контроля прочности соединения; сложность сборки и разборки при больших натягах и размерах соединяемых деталей; возможность повреждения посадочных поверхностей при разборке.
Различают следующие способы получения соединения с натягом: Запрессоака — простейший способ„при наличии необходимого оборудования обеспечивающий возможность контроля за нагрузкой отдельного соединения путем измерения силы запрессовки. Однако при запрессовке существует опасность повреждения посадочных поверхностей, кроме того, снижается коэффициент трения (сцепления) из-за сглаживания микроне- ровностей на поверхности контакта.
Нагрев охватывающей детали — технологически отработанный способ, обеспечивающий высокий коэффициент трения (сцепления) и, как следствие, повышение нагрузочной способности соединения в 1,б раза по сравнению с запрессовкой, так как отсутствует сглаживание микронеровностей на поверхности контакта. Однако контроль нагрузочной способности такого соединении затруднен. Охлаждение охватываемой детали применяют для установки с натягом небольших деталей в крупные детали (корпуса машин, станины); по свойствам этот способ аналогичен нагреву охватывающей детали. Гидрозапрессовка — нагнетание масла под давлением в зону контакта через сверления в валу, что значительно (в 10— 1б раз) снижает необходимую силу запрессовки и распрессовки и уменьшает опасность задира посадочных поверхностей," наиболее эффективен этот способ при больших диаметрах посадки и в соединениях по конической поверхности. Натяг определяет величину нормальной распределенной нагрузки (давления) на сопрягаемых поверхностях деталей.
Следует иметь в виду, что после сборки расчетный (действительный) натяг Ф, определяющий давление р на поверхности контакта деталей, будет меньше измеренного до сборки натяга И„, так как в результате сборки происходит обмятие и сглаживание микронеровностей поверхностей контакта. 159 зр,„ р= — > кН/ 2зT Р= — ° к>тз1/ т а б л и ц а 12.1 Материал охватывающей детали Состояние поверхностей Способ сборки а) 4 Сталь Безпокрытий 0,14 0,12 0,08 Тепловой Гидрозапреееовка Запреееовка Сталь Вал цементирован или азотнрован Тепловой Гндрозапреееовка 0,28 0,25 Сталь С порошком корунда Тепловой 0,45 Чугун Беа покрытий Запресеовкой ео смазоч- ным материалом Запреееоакой без смазоч- ного материала Тепловой 0,08 О,ой 0,13 Без покрытий Латунь, бронза Запреееовкой Тепловой 0,05 0,05 Безпокрытий Алюминиевые сплавы 0,03 Запреееовкой без емавоч- ного материала Тепловой 0,045 вд > лима ез 160 При определении нагрузочной способности и необходимого давления предполагают, что при сборке соединения на всей поверхности контакта действует равномерно распределенное нормальное давление р, возникшее в результате упругой деформации материала соединяемых деталей.
Это допущение приемлемо при (/>.т' < 0,8 — 1. Давление р вызывает появление сил трения (сцепления) на поверхностях контакта. Основным условием работоспособности соединения является отсутствие взаимного смещения деталей соединения под действием приложенной нагрузки. При нагруженин соединения осевой силой г" (рис. 12.1, а) условие несдвигаемости деталей соединения запишем в виде г, < тиИР/, Рне. 12.1. Расчетные схемы цилиндрических соединений с натягом: а — при действии осевой силы; б — при действии вращающего момента; а — при действии изгибающего момента откуда, вводя запас сцепления з (для учета возможного рас- сеивания величины давления р, коэффициента трения / и си- лы р ), получим формулу для расчета давления на поверхно- стях контакта где г — осевая сила; / — коэффициент трения; д и 1 — соответственно диаметр и длина посадочной поверхности; з — коэффициент запаса сцепления; рекомендации по выбору / и з (табл.
12.1). При нагружении соединения вращающим моментом Т (рис. 12.1, б) условие несдвигаемости деталей Т < тийрЯ/2, откуда необходимое давление для передачи вращающего момента Т КоэФфициенты трения / в соединениях с натягом при стальной охватываемой детали пса 11 вМ 0,25ИР (12.2) (12.1) Охват мваюадая ватель (втулка) Ю' С2=,, +дд2 -®' Рис.
12.2. Схема соединении с натягом по цилиндрической поверхности 163 При одновременном нагружении соединения вращающим моментом Т и осевой Р, расчет приближенно ведут по равно2Т деиствующеи силе Р2 от окружной силы — и осевой силы Р 4 а~ /2Т'дв 2 Р2 = ~ — ) + Рв, тогда потребное давление Эти формулы применимы для соединений при (/д( < < 0,8...1, так как в этом случае можно говорить о приблизительно равномерном распределении давления р вдоль образующей. В действительности давление Р распределено по поверхности контакта неравномерно и это сказывается на усталостной прочности вала.
Для обычных условий нагружения соединения коэффициент трения г" выбирают по табл. 12.1 (при вибрационной нагрузке коэффициент трения 7 уменьшают на 30% ). Следует подчеркнуть, что коэффициент трения зависит от материалов соединяемых деталей и от способа получения соединения. При тепловой сборке или сборке гидрозапрессовкой гребешки микронеровностей посадочных поверхностей не срезаются и коэффициент трения больше. Едце больше повышается коэффициент тренин (до 0,46...0,7) при осаждении в процессе химического никелирования на поверхности вала тонкого слоя из твердых частиц карбида бора или карбида кремния.
При нагружении соединения изгибающим моментом М (рис. 12 1, в) приближенно полагают, что на равномерную эпюру давлений р от посадки накладывается эпюра давлений рд, вызванная моментом (одна половина момента воспринимается верхней, а другая половина момента — нижней поверхностью соединения). Приближенно максимальное значение давления р = рд от момента М определяют по формуле: 4 М 12М Рд=- — =— л 2пг лс02 ' 4 где — — множитель, учитывающий серпообразный характер л распределения по окружности давления рд (7] от момента М ддде (рис. 12.1, з); удг = — — осевой момент сопротивления изгибу 6 прямоугольного сечения дд х д. В качестве критерия работоспособности соединения принимают условие нераскрытия стыка Р > рд.
Откуда р ~ — или М ( 0,2брЖ, тогда давление при 12М 2 лс|дя коэффициенте запаса сцепления в При одновременном нагружении соединения осевой силой Р, вращающим моментом Т и изгибающим моментом М потребным давлением является большее значение из двух, полученных по формулам (12. 1) и (12,2). Для определения напряжений и деформаций толстостенных труб, нагруженных внутренним и внешним давлением, в курсе «Сопротивление материалов» (10) рассмотрено решение задачи Ламе.
Это решение получено с допущениями: длина трубы существенно больше ее радиуса (рассмотрена плоская задача), материал трубы однороден, поверхности контакта идеально гладкие. Однако наличие шероховатостей на поверхностях реальных деталей оказывает существенное влияние на величину расчетного натяга Ф. Используя решение Ламе для расчета соединений с натягом, получают связь натяга ду с давлением р на поверхности стыка деталей 10зр,( ~~~ + 2) (12.3) где дд — расчетный натяг, мкм; Сд и С2 — коэффициенты соответственно охватываемой (вала) и охватывающей детали (ступицы) где пд — посадочный диаметр соединения, мм; дд — диаметр отверстия в охватываемой детали (вале), мм; дз — наружный диаметр охватывающей детали Пб в в2 ~вва авве + (т' (12.4) 164 (ступицы), мм (рис. 12.2); р — давление на поверхности контакта деталей соединения, МПа; Ем Ег, рп рг — соответственно модули упругости и коэффициенты Пуассона материалов охватываемой (индекс 1) и охватьпыющей (индекс 2) деталей.
Модули упругости и коэффициенты Пуассона материалов, часто применяемых в машинах, приведены в табл. 12.2. Значения модулей упругости Е (МПа) и коэффициентов Пуассона и Если з формулу Ламе (12. 3) подставить давление р, найденное по формулам (12.1) и (12.2), получим минимально допустимый расчетный натяг йГ ., необходимый для передачи внешней нагрузки. Различают измеряемый по вершинам микронеровностей натяг Ф„м и расчетный натяг Ж ., которые связаны зависимостью: Поправка (т учитывает обмятие (сглаживание) микронеров- ностей при сборке (т 1,2(Ва1 + Ваг) в 5,5(Вгт + Вгг) мкм„ где Вот и Ваз — среднее арифметическое отклонение профилей, мкм", Вгт и Вгг — высоты микронеровностей, мкм [7).
Размеры, проставляемые на чертежах деталей в мм, называют номинальными. Действительный размер готовой детали, измеряемый после изготовления (точения, шлифования и т. п.), отличается от номинального и является случайной величиной. У партии идентичных соединений каждая деталь имеет некоторое рассеяние (отклонение, разброс) действительных размеров относительно номинальных значений. Однако при этом соединение должно работать нормально (надежно передавать действующую на него нагрузку).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
