Условия неразъемности (неразбираемости) деталей соединения

При передаче внешней нагрузки (осевой силы F_a, вращающе­го момента Т) соединение не должно разбираться.

Таблица 31.1. Значения коэффициентов трения (сцепления) f при посадках с натягом (охватываемая деталь из стали)

В этом случае взаимное смещение деталей в соединении предотвра­щается за счет сил сцепления, наибольшее значение которых равно силам трения. Если принять, что удельная сила тре­ния (см. рис. 31.2) пропорциональна контактному дав­лению q между сопряженными деталями (f — коэффициент трения, табл. 31.1), то

тогда условие неразъемности деталей соединения при дей­ствии сдвигающей нагрузки Q примет вид

(31.5)

где d и l — диаметр и длина посадочной поверхности.

Из этого неравенства следует, что нагрузочная способ­ность соединения определяется (при заданных материалах и размерах деталей) номинальными (средними) контактными давлениями. Эти давления зависят от натяга в соединении и условий работы (температуры и т. д.).

Соединение будет неразъемным, если средние контактные давления

(31.6)

где k — коэффициент запаса сцепления, учитывает возможное рассеяние значений коэффициентов трения и погрешности формы контактирующих поверхностей (конусность и т. п.), ослабляющие сцепление деталей; обычно принимают k = 1,5 / 2. Сдвигающее усилие может быть осевым (рис. 31.4):

или окружным (тангенциальным):

(31.7)

При совместном действии осевой силы и вращающего момента принимают

Расчет требуемого натяга. Расчетное значение натяга, обес­печивающее передачу соединением внешней сдвигающей на­грузки, несложно найти из соотношений (31.4) и (31.6):

(31.8)

Реальные детали имеют шероховатые поверхности. Их диаметры, измеряемые по вершинам микронеровностей, имеют некоторое рассеяние.

При сборке соединения микронеровности частично обми­наются, поэтому минимальный требуемый натяг принимают несколько большим расчетного:

(31.9)

Рис. 31.4. Внешние усилия, Рис.31.5. Распределение напряжений в поперечном

действующие на соединение. сечении соединенияя

В равенстве (31.9): — расчетный натяг, мкм; Rz_t и Rz₁ — параметры шероховатости; Rz = 0,4 + 10 мкм.

Тип посадки (ГОСТ 25347-82) задается по минимальному и максимальному табличному натягу. Максимальное значение натяга обычно ограничивают условием отсутствия в соеди­няемых деталях пластических деформаций.

Натяг вызывает в соединяемых деталях радиальные _г и окружные напряжения (рис. 31.5). Напряжения в охватываемой детали (вале)

Напряжения в охватывающей детали (ступице)

где — диаметр сечения, в котором вычисляют напряже­ния.

Распределение напряжений в поперечном сечении деталей соединения показано на рис. 31.5. Наибольшие напряжения возникают у внутренней поверхности охватывающей детали (= d). Условие отсутствия пластических деформаций

где — предел текучести материала детали.

Отсюда наибольшие давления в зоне контакта

и соответствующий этим давлениям наибольший расчетный натяг

Посадку следует назначать в системе отверстия из срав­нения расчетных и табличных (ГОСТ 25347 — 82) значений . Осевое усилие запрессовки деталей можно вычислить по формуле (31.5) при значении q_H, соответствую­щем, а наибольшую полезную сдвигающую нагрузку — по этой же формуле при q_n, соответствующем

Прочность при переменных нагрузках. Сопротивление уста­лости соединений с натягом в 1,5 — 3 раза ниже сопротив­ления усталости стандартных образцов из того же материала. Это объясняется высокой концентрацией напряжений на краях соединения (рис. 31.6) и развитием в этих местах контактной коррозии металла (осо­бенно при действии изгиба­ющих нагрузок).

Рис. 31.6. Распределение контактных напряжений по длине соединений с натягом

(материал деталей - сталь; расчетный натяг 30 мкм)

Расчет на усталость со­единений приведен в гл. 24..

Для повышения сопро­тивления соеди­нений применяют следующие наиболее распространенные конструктивные способы:

утолщение подступичной части вала с плавным переходом к утолщению (рис. 31.7, а, е), разгрузочные выточки на валу (рис. 31.7,6 и в) или охватывающей детали (рис. 31.7, г и д).

Повышение сопротивления усталости соединений может быть получено технологическими методами (поверхностным пластическим деформированием — обкаткой роликом, обдувкой дробью и т. п. — подступичной части вала).

Пример. Определить максимальный вращающий момент, кото­рый может передать червячное колесо (рис. 31.8), венец — из брон зы марки БрОФЮ—1

Рис.31.7.Конструктивные способы повышения сопротивления усталости соединения.

Рис.31.8. Схема к расчету соединения венца и диска.

с = 280 МПа, центр — из стали 45, если они собраны по посадке, для которой диаметр отверстия , диаметр вала . Посадочные поверхности центра и венца имеют параметры шероховатости мкм, ко­эффициент трения f = 0,05. Размеры даны на рис. 31.8. Осевое уси­лие

Решение. Максимальный вращающий момент, передаваемый коле­сом, может быть ограничен условиями неподвижности (взаимной несмещаемости венца и центра).

Используя формулы (31.5) —(31.8), получим

Вычислим значения минимального расчетного натяга и по-датливостей , входящих в это соотношение.

Наименьший требуемый натяг заданной посадки (см. рис. 31.8, б)

мм=106 мкм, наименьший расчетный натяг [см. формулу (31.8)]

Податливости центра (Е₁=2-10⁵ МПа, = 0,3) и венца (= 1,1-10⁵ МПа, V₂=O,35):

Максимальный вращающий момент

ГЛАВА 32

Дата добавления: 2014-01-11; Просмотров: 369; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы!