Застосування посадок із натягом

Розрахунок і вибір посадок з натягом

Посадки з натягом призначені в основному для одержання нерухомих нероз'ємних з'єднань без додаткового кріплення деталей, які як правило, не повинні розбиратисьта конструкцією яких не передбачено використання шпонок, штифтів й інших засобів. Відносна нерухомість деталей забезпечується силами зчеплення (тертя), що виникають на контактуючих поверхнях унаслідок їхньої деформації, створюваної натягом при зборці з'єднань. Завдяки надійності і простоті конструкції деталей і зборки з'єднань ці посадки застосовують у всіх галузях машинобудування (наприклад при зборці осей з колісьми на залізничному транспорті, вінців з ступицями зубчастих коліс, збірних колінчатих валів, вкладишів підшипників ковзання з корпусами і т.д.).

Посадки з натягом можна класифікувати так:

- легко пресові і

- пресові середні

- пресові важкі

Легко пресові посадки передбачають при найменших зусиллях, часто для деталей із кольорових металів. Пресові середні посадки застосовують помірних зусиллях, а пресові важкі - при найбільших силах.

Надійність посадок із натягом залежить від технології збирання деталей, при якій бажано застосовувати нагрівання охоплюючої деталі чи глибоке охолодження охоплюваної.

Існують наступні способи одержання з'єднань з натягом:

1) Зборка під пресом за рахунок дії осьового зусилля зі змащенням, або без такової отворів, що сполучаються, (невеликі натяги).

2) Зборка під пресом з попереднім підігрівом деталі отвору зі змащенням або без.

3) Зборка під пресом з попереднім охолодженням деталі вала без змащення (великі натяги).

4) Комбінований метод з попереднім нагріванням отвору й охолодженням вала без змащення (при дуже великих натягах).

У результаті зборки натяг може бути настільки великий, що деталі після зборки зруйнуються. Розрахунок виконується з урахуванням нерозємності зєднань при мінімальному натягу і забезпеченні міцності деталей при максимальному натязі.

Розглянемо посадку з натягом з'єднання порожній вал - втулка (рис.18). Натяг - це різниця між діаметром вала і внутрішнім діаметром втулки. При запресовці деталей втулка розтягується на величину і одночасно стягується на величину причому

Граничні значення найбільшого і найменшого натягів повинні задовольняти такі умови:

- при найменшому натязі повинно бути забезпечено міцність з'єднання. Ця умова виконується, якщо , де Мкр – найбільший крутильний момент, прикладений до однієї деталі; момент тертя, який залежить від натягу, розмірів деталей, що зєднуються, шорсткості поверхонь та інших факторів;

- при найбільшому натязі найбільша напруга, яка виникає в матеріалах деталей, не повинна перевищувати допустимого значення. Значення найменшого натягу обчислюють за формулою:

при осьовому навантаженні силою P, кН, не відбудеться осьового зсуву деталей, якщо

, м

- при навантаженні з'єднання крутним моментом Мкр, кН·м, не відбудеться провертання деталей, якщо

, м

- при дії в з'єднанні одночасно навантаження P і Mкр :

, м

де d і l – довжина і діаметр з'єднання, м;

- номінальна площа контакту, що зєднується.

f1 і f2 – коефіцієнти тертя, відповідно, при подовжньому й обертальному зсуві;

CD і Cd – коефіцієнти, що враховують конструкцію деталей отвору і вала;

ED і Ed – модуль пружності матеріалу, відповідно отвору і вала, кПа;

Значення коефіцієнтів CD і Cd обчислюють по формулі:

і

де d1 – внутрішній діаметр охоплюваної деталі (рис.18), мм

d2 – зовнішній діаметр деталі, що охоплює, мм.

- коефіцієнти Пуассона для иеталів охоплючої і охопленої деталей (наведено у довідниках)

 

 

 
 

Рис 18 Параметри посадок з натягом

Вибору посадки повинна передувати перевірка міцності деталей, що з'єднуються. Для цього на підставі теорії найбільших дотичних напруг визначають граничний допустимий питомий контактнний тиск на поверхню втулки при

і на поверхню вала при

Де - границя текучості матеріалу спряжених отвору і вала; X- коефіцієнт, що залежить від відношення (вибирається по графіку).

Розрахунок найбільшого припустимого натягу ведеться для отвору і вала окремо:

Для деталі, що охоплює, (отвору)

, м

Для охоплюваної деталі (вала)

, м

де σTD і σTd – границя текучості матеріалу отвору і вала при розтяганні, мПа;

Uуд. – виправлення, що враховує збільшення контактного тиску в торців деталі, що охоплює, (отвору). Її вводять, щоб зменшити тиск у середині з'єднання. Виправлення Uуд. визначають графічно.

З двох натягів приймається менше значення Nmax, при якому буде забезпечена умова міцності обох деталей, що сполучаються.

Розраховані в такий спосіб мінімальний і максимальний натяги потрібно скорегувати з таких причин:

o У процесі запресовування вершини мікронерівностей на контактних поверхнях деталей зминаються й у з'єднанні створюється менший натяг, що зменшує міцність з'єднання. Зминання нерівностей залежить від їхньої висоти, методу й умов зборки з'єднання, механічних властивостей матеріалу деталей і т.д. Тому приймається виправлення на зминання:

де k, kd – коефіцієнти, що враховують величину зминання нерівностей поверхні, відповідно (отвору і вала).

o Унаслідок відмінності робочих температур деталей від температури при зборці, а також розходження температурних коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів натяг у з'єднанні може мінятися. Тому приймається температурне виправлення:

, мм

де αD і αd – коефіцієнти лінійного розширення матеріалу деталей, відповідно, отвору і вала, 1/°З;

t і td – робоча температура деталей, відповідно, отвору і вала, °С;

t – температура при зборці з'єднання, °С.

Якщо матеріал деталей отвору і вала однаковий, то αD = αd та Ut = 0.

o У швидко обертових деталях тиск на посадкових поверхнях може бути ослаблено відцентровими силами. Ці сили істотно зменшують натяг тільки при великих діаметрах деталей, що обертаються з досить великою швидкістю. Для сталевих деталей діаметром до 500 мм, що обертаються зі швидкостями до 30 м/с, виправлення на дію відцентрових сил Uц = 1...4 мкм. У таких випадках це виправлення можна не враховувати.

Після одержання значень розрахункових натягів Nmin і Nmax визначаємо посадкові натяги:

,мкм

, мкм

Вибір табличної посадки ведеться за умови:

У першу чергу повинні вибиратися посадки в системі отвору кращого застосування.

Визначаємо дійсні натяги посадки з урахуванням Uc, Ut і Uц.

Перевіряємо нерухомість деталей, що сполучаються, при найменшому дійсному натягу. Нерухомість з'єднання при осьовому навантаженні силою P, кН

Нерухомість з'єднання при навантаженні з'єднання крутним моментом, Мкр, кн·м

Нерухомість з'єднання при навантаженні з'єднання спільним навантаженням P і Mкр:

Коефіцієнт запасу нерухомості у всіх трьох випадках розраховується, як відношення лівої і правої частин нерівностей наприклад

Умова нерухомості з'єднання дотримується при коефіцієнті запасу нерухомості Kн ≥ 1.

Перевіряємо міцність сполучних деталей при найбільшому дійсному натягу.

Міцність деталі з отвором:

Міцність деталі вала:

Коефіцієнт міцності в обох випадках розраховується, як відношення правої і лівої частин нерівностей:

Умова міцності деталі з отвором і деталі вала дотримується при коефіцієнті запасу міцності KП ≥ 1.