Биргер И А , Шорр Б Ф , Иосилевич Г Б - Расчет На Прочность Деталей Машин Справочник (1993.4 Изд)(Scan) (947315), страница 21
Текст из файла (страница 21)
вом соединения, прнмененне более плотных посадок, центрирование по вспомогательным поверхностям н за. тяжка соединений (рнс. 9). При проектировании соединений, воспринимающих радиальные нагрузки. зубья жслатльно располагать симметрично относнтельно венцов. Глава б СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ С ГАРАНТИРОВАННЫМ НАТЯ ГОМ Основное применение имеют калин. дричегние соединения с натягом, называемые часто лаегсавыми Эти соединения просты в изготовлении, обеспе. чнвают хорошее центрирование сопрягаемых деталей, могут воспринимать значительные статические н днначнческне нагрузки (раднальные и осевые).
Основные недостатки соединений: сложность демонтажа, возможность повреждения посадочных поверхностей прн разработке, ограниченность не- сушей способности, особенно прн наличия вибраций, возникновение фреттннг-коррознн, связанной с вэанмными мнкросмещениямн деталей, концентрацией напряжений. Взаимное смещение деталей в прессовых соеднненнях предотвращается за счет сил тревяв на поверхностях контакта, поэтому нагрузочнэя способность соединений определяется пренмуществекно натягом, который нв. значают в соответствии с посадками, установленными ГОСТ 25347 — 82. Од. Соединение деталей машнн с натягом осуществляют за счет снл упругости от предварительной деформвцин де.
талей. С помощью натяга — разности по. садячныл размеров санрлзагмыл дгта. лей — можно соединять детали как с цилиндрическими (рис. 1), так н с коническими аоверхностямн кон. такта. Рмс. Э. Соеанненне с натягом е) в) Рнс В. Сласобм центрнровеянн деталей в соедннемняю а — по воннчесноа н цнлнндрнчссноа павер настяч.  — по цнлнндрнчесннм поверхностям с поможем «тулон Условия неподеиасноспш и контактные даалепмя е амдинениях йй пако возможны случаи, когда посадка ие может быть реализована в конструкции по условиям прочности.
Поэтому при проектировании соединений должны быть удовлетворены как требования нгподвиткнасти соединений, так н условия прочности деталей. УСЛОВИЯ НЕПОДВИЖНОСТИ И КОНТАКТНЫЕ ДАВЛЕНИЯ В СОЕДИНЕНИЯХ Для обеспечения неподвижности соединений средние (номинальные] контактные давления а,„должны быть таиими, чтобы силы трения превыщалн внешние сдвигающне силы. При нагружении осевой силой А (рис. 2] Рнс. 2.
К расчету соединениЯ с гарантн рсванным натягом трения; й и 1 — соответственно дна. метр и длина посадочной поверхности. Значения коэффициентов трения для прессовых соединений даны в табл. 1. При сборке стальных и чугунных деталей гидропрессованием (с подводом масла) принимают р = О,!2. Для соединений, работающих при лгрсмснпой внешней нагрузке с частотой ) ) 10 Гц, значения комффиииентое трения следует пониокагпь на до — 60% . Из формул (1) и (3) следует, что не.
сущая способность соединений при статических (постоянных) нагрузках определяется номинальными (средин. ми) контактными давлениями. Этн давления зависят от натяга в соединении и условий работы (температурных и др.) Ай йт) ~1 з р при вагружении крутищим моментом Мн ут» —:' 2зИнй рпйз) ' (2) при совместном действии осевой силы и крутящего момента й т зз (264н)2 рт ут )» ~Л '3) рпй! В формулах (!) — (3) й — козффи- циеит запаса сцепления, обычно при. иимаот й яь 1,3 †: 2; р — коэффициент !. Значення новффяцяентов трення !сцепления) и прн посадках с гарантнровамным «атвгом !охватмоаемая де~аль нв сталн) Материал охватывающеа детали Способ сборкн сведняенна Алюмннке- вые н магниев- ыее сплавы Пласт- массы С ель Чугун Латунь Механическая аапрессовка П,аб.-о )З ' О 4-0.)5 '* 0,07 — 0,)6 0,4 — 0,6 0,05 — 0,1 0.07 — 0,)2 0.02 — 0.06 Тепловая сборка о,от — о.оо 0,05 — 0,06 0,05 — 0,)4 * ПовеРхности сспрягаемых деталеа предварительно смававы машинным маслом.
В анаменателе дробя укаааны значения н прк сборке охламденнем охватываемеа деталн. Соединения деталей с гарантированным натягом (9) Рас. 3. Соединение «оааа и,= — дЛ,; и,= дЛа (8) Соединения тонкостенных колец (рис. 3). Контактное давление определяют из условия совместности пере. мещений колец 1 н 2, б иа — и, = —, (4) где 6 — диаметральный натяг. Радиальные перемещения колец (6) где д — контактное давление; коэффициент радиальной податливости кольца (1 = 1, 2 — номер кольца); )7"1 . )71 Ла= — , 'Ла= —,, (б) Еайа ' Вана ' где )7а — радиус срединной поверхности кольца толщинои И,; Еа — модуль упругости материала кольца, Из соотношения (4) и (5) следует: б й= 2(Ла+ Ла) 6 (7) ( —,„'+,— „- '') а изменение радиуса кольца после аапрессовки б Л, 6)7а = иа = —— 2 (Ла+ Ла) ' 6 Ла бма = иа 2 (Ла+ Ла) Изменение диаметров свободной поверхности необходимо учитывать при посадке подшипников нв валы, так как излишний натяг может не только существенно уменьшить радиальный зазор в подшипниках, но и привести к защемлению тел качения.
Окружное напряжение для тонких колец Е,Ь Ла пэ, яме,Еа= —— 2А'а (Ла+ Ла) ' Е,б Ла " ="'*= И~, (Л, Л) * где е,, еа — относительная деформация 1-го н 2-го колец; е; = Маг)та. Наибольший допустимый натяг в соединении из условия появления допустимых пластических деформаций бюаа = 2оаг а (1О) Ег Л+Л Е, Л, где оа„— наименьшее значение (из двух) предела текучести материала кольца (! = 1, 2). Если соединение будет работать прн повышенной температуре, то произойдет расширение колец и натиг в соединении изменится на величину бт — — 2 (оч)7аТа — саа)7аТа) (11) и станет равным 6' = ба — бт, (12) где иа и Та — соответственно коэффициент линейного расширения и изменение температуры кольца;ба — первона.
чальный натяг. В этом случае контактное давление д 2(Л +Л) ' (И) Окружные напряжения и наибольший натяг в соединении при повышенной температуре можно вычислить по формулам (9) и (10), подставляя а них значения аат и Е„соответствующие рабочей температуре. Если аа)7аТа ~ и,йаТа, то при Тг = = Та = Т найдем температуру, прн которой натяг в соединении исчезает: Т ба .
(14) аа)7а — аа)7а Если кольца вращаются вокруг продолькой осн с угловой скоростью м, Соединения деталей с гарантированным натягам !02 2. Змачени» аевффицнентвв с, и с, дли стальных деталей Лх/Л нлн ага, Шя или ля, 0.70 ' 0,72 0,78 0,89 1,08 г,ат 1,83 2,82 4. 25 9.23 0.5 0.6 0,7 0.8 О,э !.97 2,43 З.
22 4,85 9,83 0,0 О. ! 0.2 0,3 0,4 !.32 !.Зз !.49 !,08 Охватываемаи деталь имеет еалвшиее сечение Наибольшие давления в зоне контакта ошах = 0.5от ~! — ( †) ~ (27) и наибольший расчетный натяг в соединении (по условию возникновения пластических деформаций) бшит = 0,5а,с(( — + — 7! Х 7 ах сед т (, Е, Ев / Если соединение подвержено действию повышенных температур, то последовательность расчета в этом случае сохраняется такой же, как и для нолец.
Для вращающихся относительно продольной оси соединений дисков уменьшение натяга при — =- — =— Рх Ре Р Е, Ех Е и т, = т, = и составит Р 4~в б =- — — й(йт — й7)(з+т) (29) где ч — коэффициент Пуассона, ч = = 0,8. Контактное давление в соединении 30 д 2(Д+Л) ( ) Угловая скорость, при которой на- тяг в соединении исчезнет (а = О), беЕ -.=- 1/ „,„„,, Соединения дисков и валов. Если сонрягаемые детали имеют различную Напряжения во втором диске (цилин- др ) где й, — диаметр сечения, в котором вычисляют напряжения.
Изменение напряжеяий а деталях соединений с натягом показано на рис. 5. Наибольшие напряжения возникают с внутренней поверхности охва. тывающей детали (йе = й). Условие отсутствия пластических деформаций 20 авив = оа — а„= ( а,. '-Ы (26) Рме. 8. Напрвмении в иреееевем ееединемии дисков Х(! — ( — ) ). (28) (03 Расчетный и потребный натяги Й гггта 4,0 Ряс. а, Сетохнв» рвэметвв и рвспредехенне вонтввтных нвпрямепяй в соедямеянях с натягом длину, го контактные давления рас. пределяются по посадочной поверхности неравномерно.
На рис. Б показано распределение давлений по длине соединений стальных валов и втулок (дисков) при диаметральном натяге б = 50 мкм. полученное из численного рвения контактных задач (сы, гл. 26 и 29). Наибольшие давления концентрируются вблизи краев втулок, что связано с влиянием выступающих концов вала, затрудняющих его деформацию а пределах соединения. При уменьшении толщины втулки и, яак следствие, увеличении ее радиаль. ной податливости наблюдается снижение теоретического коэффициента концентРациа напражений по = дп1эхгун (Рис 7; 9н — номннадьное контактное давление, вычисляемое ро формуле (2( ). увеличением длины втулки (толщины диска) от 0,5П до 2П значение максимального контактного давления на кромке возрастает иа 30 — 404ге (большие значения соответствуют толстосмниым втулкам).
Значения максямальных контактных давлений у тооцов ступенчатых вту. лок практически такие же, как и в соединениях с цилиндрическими втулками соответствующих толщнн. В соединениях стальных валов с ди. сками (втулками) из чугуна (модуль 5,5 А2 й7 7,2 2,7 Ю7с( нс т теор тнэесвнй «оэййнчиеят вонентрспмн нвпрямеянй в соеднненяи с гвентяровемным мвтягом упругости Е = (рл МПа) аглэх приблизительно на 30% ниже, чем для соединений со стальными дисками. РАСЧЕТНЫЙ И ПОТРЕБНЫЙ НАТЯГИ При проектировании соединений по заданной внешней нагрузке определяют расчегный натяг 6 = йв — йд, где йв и йд — измеренные соответственно наружный диал~етр вала и внутренний диаметр охватывающей де. тали. Диалгетры изчеряют по вершинам микронероаиостей, которые затем при сборне частично обчинаютси, и потребный натяг прявимают несколько большим расчетного бп = б+ 1,2 (йгл+ гТхх), (32) и ~о бп выбирают посадку В формуле (32) ггзл и )схх — высоты микронеровностей сопрягаемых деталея (табл.
3). Посадки следует назначать в системе отверстия. Систему вала можно использовать только в случаях, когда зто оправдано конструктивнычи рли зкономическими соображениями (например, если необходимо получить разные посадки нескольких деталей с отверстиями на одном гладком валу). Обоснованно посадку можно выбрать, используя вероятностный расчет, Распределение дечствительных раэмероа деталей па полю допуска таково, чта предельные сочетания размеров встречаются редко. Можно считать, что работоспособность соединения будет обеспечена, если потребный натяг будет больше минимального Ссмдингнил дгтплгй с горпнтиробанныи натягом высота мик- ронероннаотса !по 10 точкам) йа, мим Среднее арифметическ ое отклоне. ние проф лх йл.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
