Соединение с гарантированным натягом
Соединение деталей с натягом – это напряженное неразъемное соединение, в котором натяг создается необходимой разностью посадочных размеров насаживаемых одна на другую деталей (рис. 14.1).
Для фиксации деталей одна относительно другой используются силы упругости предварительно деформированных деталей.
Достоинство соединений цилиндрических деталей с натягом является возможность выполнения их для очень больших нагрузок и хорошее восприятие ими ударных нагрузок. К недостаткам относится большое рассеивание сил сцепления в связи с рассеиванием действительных посадочных размеров в пределах допусков и коэффициентов трения. Характерными примерами соединение с натягом могут служить кривошипы, пальцы кривошипов, детали составных коленчатых валов двигателей автомобилей.
| do |
| dв |
Рисунок 14.1 - Соединение вал-втулка с натягом
Характер соединения определяет натяг N, который выбирают в соответствии с посадками, установленными стандартной системой предельных допусков и посадок. Наиболее распространены следующие посадки с натягом 6 и 7 квалитетов в порядке убывания натяга: H7/u7, H7/s6, H7/r6, H7/p6.
Способы соединения с натягом:
- запрессовкой, простейший и высокопроизводительный способ, обеспечивающий удобного контроля измерения силы запрессовки, но связанный с опасностью повреждения поверхностей и затрудняющий применение покрытий;
- нагревом охватывающей детали до температуры ниже температуры отпуска – способ, обеспечивающий повышения прочности сцепления более чем в 1,5 раза по сравнению с запрессовкой и особенно эффективный при больших длинах соединяемых деталей;
- охлаждением охватываемой детали – способ, преимущественно применяемый для небольших деталей, например втулок, в массивные корпуса деталей, при этом обеспечивается наибольшая прочность сцепления.
Расчет соединения включает определение необходимого натяга для обеспечения прочности сцепления и проверку прочности соединяемых деталей.
Необходимая величина натяга определяется требуемым давлением на посадочной поверхности. Давление рдолжно быть таким, чтобы силы трения оказались больше внешних сдвигающих сил.
При нагружении соединения осевой силой Fa (рис. 14.2, а) условие прочности примет вид
, откуда 
, (14.1)
где f –коэффициент трения;
d и L – диаметр и длина посадочной поверхности;
Кс – коэффициент запаса сцепления.
| d |
| р |
| Т |
| в |
| б |
| p |
| T |
| L |
| a |
| p |
| Fa |
| Fa |
Рисунок 14.2 - Расчетные схемы соединения с натягом
При нагружении соединения вращающим моментом Т (рис. 14.2, б) условие прочности примет вид
, откуда 
. (14.2)
При одновременном нагружении вращающим моментом Ти сдвигающей силой Fa(рис. 14.2, в) Расчет ведут по равнодействующей окружной и осевой силе
, откуда 
. (14.3)
Коэффициент запаса сцепления принимается равным Кс = 2…3.
Номинальный натяг Nсвязан с посадочным давлением р зависимостью Ляме
, (14.4)
где 
, 
,
d – посадочный диаметр;
D – наружный диаметр охватывающей детали.
Натяг посадки, измеряемый по вершинам микронеровностей, N должен быть больше номинального натяга на величину обмятия микронеровностей 
, (14.5)
где Ra, Rz – средние арифметические отклонения профилей и высота микронеровностей.
Дата добавления: 2016-01-30; просмотров: 1103;