Материал: Детали машин и основы конструирования. Учебное пособие. Нилов В.А., Рукин Ю.Б

здесь d – посадочный диаметр сопряжения;

d1 – диаметр отверстия охватываемой детали (для сплошного вала d1);

d2 – наружный диаметр охватывающей детали; Е1, Е2 – модули упругости материалов деталей;

μ1 ,μ2 – коэффициенты Пуассона (сталь μ = 0,3; чугун μ =

0,25);

Поскольку измерение реальных деталей осуществляется по вершинам микронеровностей, то измеряемый натяг δu, больше расчѐтного натяга δ на величину обмятия микро неровностей (рис. 8.3):

где: Ra1, Ra2 – высота микронеровностей для соответствующего класса шероховатости.

Рис. 8.3 Расчетная схема для определения стандартной посадки с натягом

80

По приведѐнным выше зависимостям 1-3 рассчитывают посадочное давление Р, затем расчѐтный натяг δ 5 и измеряемый натяг δu 6, по которому и подбирают посадку из числа стандартных таким образом, чтобы максимальный натяг стандартной посадки был бы меньше измеряемого натяга δu, полученного из зависимости 6 (рис. 8.4).

Для большинства соединений с натягом суммарные напряжения на посадочной поверхности не должны по возможности превышать предела текучести материала, однако для некоторых деталей, например, для колец подшипников, посадочный натяг ограничивают изменением диаметров свободной не посадочной поверхности. Уменьшение рационального зазора в подшипнике в этом случае может привести к заклиниванию тел качения.

В этом случае задаются допустимым уменьшением радиального зазора и по нему считают допустимое посадочное давление и натяг.

Рис. 8.4 Поля допусков в системе отверстия деталей соединений с натягом: ТD – поле допуска на размер диаметра отверстия; Td – поле допуска на размер диаметра вала.

81

В случае тонкой втулки необходимо проверить в не нормальное и касательное напряжения (рис. 8.5) Эпюры распределения нормальных напряжений (окружных и радиальных).

Рис. 8.5 Эпюры распределения напряжений в деталях соединений с натягом

Как правило, наибольшие напряжения возникают у внутренней поверхности охватывающей детали:

а наибольшее эквивалентное напряжение

82

Наибольшее напряжение охватываемой детали возникают также на внутренней поверхности и являются сжимающими

вышать предела текучести материала.

Для некоторых деталей, например, для колец подшипников качения, посадочный натяг ограничивают изменением диаметров свободной (непосадочной) поверхности, т.к. уменьшение радиального зазора в подшипнике может привести к заклиниванию тел качения. В этом случае задаются допустимым уменьшением радиального зазора и по нему считают допустимое посадочное давление и натяг.

Соединения с гарантированным натягом снижают усталостную прочность валов, что связано с концентрацией напряжений и контактной коррозией на посадочных поверхностях. Для повышения усталостной прочности валов под ступицей применяют следующие мероприятия:

–обкатка роликами поверхностный наклѐп повышает предел выносливости на 80…100%;

–азотирование, цементация, закалка Т.В.Ч.;

–конструктивные приѐмы, снижающие концентрацию напряжений (рис. 8.6).

Рис. 8.6 Конструктивные средства повышения усталостной прочности в местах посадок с натягом

83

ЛЕКЦИЯ 9.

КЛИНОВЫЕ И ШТИФТОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Учебные вопросы

1.Назначение и классификация соединений

2.Расчеты на прочность

9.1. Назначение и классификация соединений

Клиновым называют разъѐмное соединение затягиваемое или регулируемое с помощью клина. Клиновые соединения, затягиваемое или регулируемое с помощью клина. Клиновое соединение представляет собой соединение стержня со втулкой рис. 9.1. Стержень имеет поперечный клиновой паз с углом, равным углу клина, а втулка имеет паз постоянного сечения. Забивая клин или перемещая его посредством винта, затягивают клиновое соединение.

Достоинства клиновых соединений заключается в простоте конструкции, быстроте сборки и разборки, возможности создания больших усилий затяжки.

Рис. 9.1 Клиновые соединения стержня со втулкой: а) сопряжение по цилиндрической поверхности и по торцу б) по конической поверхности

84