- •Воронеж 2011
- •1Основные положения
- •1.1Термины и определения. Классификация
- •1.2Основные сведения о проектировании и конструировании
- •1.3Стадии разработки конструкторской документации
- •1.4Стандартизация и взаимозаменяемость деталей машин
- •2Требования к деталям машин
- •2.1Особенности расчета деталей машин
- •2.2Виды нагрузок, действующих на детали машин
- •2.3Циклы напряжений и их параметры
- •2.4Методы определения допускаемых напряжений
- •3Соединения. Типы и характеристика
- •3.1Общая характеристика соединений
- •3.2Заклепочные соединения. Общие сведения
- •3.3Классификация заклепок и заклепочных швов
- •3.4Расчет прочных заклепочных швов
- •3.5Условное изображение заклепочных швов на чертеже
- •4Сварные соединения
- •4.1Общие сведения
- •4.2Принцип действия дуговой сварки
- •4.3Классификация способов сварки
- •4.4Классификация сварных соединений и швов
- •4.5Расчет стыковых сварных швов
- •4.6Расчет угловых сварных швов
- •4.7Уточненный расчет комбинированного сварного шва
- •4.8Условное изображение сварных швов на чертеже
- •Некоторые буквенно-цифровые обозначения швов
- •5Шпоночные и шлицевые соединения
- •5.1Типы шпоночных соединений
- •5.2Расчет шпоночных соединений
- •5.3Сегментные шпонки
- •5.4Конструкция и расчет шлицевых соединений
- •6Соединения с натягом
- •6.1Общие сведения
- •6.2Расчет цилиндрических соединений с натягом
- •7Клиновые и штифтовые соединения
- •7.1Назначение и классификация соединений
- •7.2Классификация
- •7.3Расчеты на прочность
- •8Резьбовые соединения
- •8.1Назначение и конструкция резьбовых соединений
- •8.2Классификация резьбовых соединений
- •8.3Распределение нагрузки между витками резьбы
- •8.4Виды разрушений в резьбовом соединении
- •8.5Силы, действующие в винтовой паре
- •8.5.1Величина окружной действующей силы(q)
- •8.5.2 Момент завинчивания гайки или винта
- •8.5.3Момент отвинчивания винта или гайки
- •8.5.4Расчет ненапряженных болтовых соединений
- •8.6Расчет напряженных болтовых соединений
- •9Передачи. Общие вопросы
- •9.1Назначение и классификация передач
- •9.2Классификация передач
- •9.3Основные кинематические характеристики передач
- •9.4Передачи с постоянным передаточным числом
- •9.5Передачи с переменным передаточным числом
- •10Ременные передачи
- •10.1Общие вопросы
- •10.2Плоскоременная передача
- •10.3Типы приводных ремней
- •10.4Шкивы (гост 17383-72).
- •10.5Кинематические силовые зависимости
- •10.5.1Относительное скольжение ремня.
- •10.5.2Динамика ременной передачи
- •10.5.3Напряжения в ремне
- •10.6Расчет передач по кривым скольжения
- •10.7Клиноременная передача
- •10.7.1Клиновые ремни (гост 1284 – 68).
- •10.7.2Шкивы клиноременной передачи
- •10.7.3Расчет кинематических передач
- •11Цепные передачи
- •11.1Общие вопросы
- •11.2Классификация цепных передач
- •11.3Достоинства и недостатки цепных передач
- •11.4Детали цепных передач
- •11.4.1Цепи
- •11.4.2Звездочки
- •11.5Основные параметры цепных передач
- •11.6Критерии работоспособности и расчета цепных передач
- •11.7Основы работы передачи
- •11.8Расчет передачи
- •11.9Конструирование цепных передач
- •12Зубчатые передачи
- •12.1Общие сведения
- •12.2Классификация зубчатых передач
- •12.3Точность зубчатых передач
- •12.4Материалы зубчатых колес
- •12.5Методы изготовления зубчатых колес
- •12.5.1Изготовление зубчатых колес без снятия стружки
- •12.5.2Изготовление зубчатых колес путем снятия стружки.
- •13Виды разрушения зубьев. Критерии работоспособности и расчета
- •13.1Виды разрушения зубьев
- •13.2Расчет основных геометрических параметров цилиндрических прямозубых колес
- •13.3Расчет зубьев цилиндрических прямозубых зубчатых колес на изгиб
- •14Расчет зубьев цилиндрических зубчатых колес на контактную прочность
- •14.1Расчет на контактную прочность
- •14.2Особенности расчета и конструкции косозубых и шевронных зубчатых колес
- •15Общие сведения о конических зубчатых передачах
- •15.1Расчет основных геометрических параметров конических прямозубых колес
- •15.2Расчет зубьев прямозубых конических передач
- •16Расчет допускаемых напряжений
- •16.1Расчет допускаемых напряжений
- •16.2Силы, действующие на валы от зубчатых колес
- •16.2.1Прямозубые цилиндрические колеса
- •16.2.2Косозубые цилиндрические колеса
- •16.2.3Прямозубые конические колеса
- •17Винтовые и гипоидные передачи
- •18Червячные передачи
- •18.1Эвольвентный червяк
- •18.2Материалы. Критерии работоспособности и расчета червячных передач
- •18.3Расчет основных геометрических параметров червячных передач
- •18.4Червячные колеса
- •18.5Силы, действующие в червячном зацеплении
- •18.6Расчет на изгиб зубьев червячного колеса
- •18.7Расчетная нагрузка и допускаемые напряжения
- •18.8Тепловой расчет червячных передач
- •19Понятие о системе допусков и посадок
- •19.1Понятие о взаимозаменяемости
- •19.2Допуски размеров, посадок
- •19.3Квалитеты
- •19.4Система отверстия и система вала
- •19.5Предельные отклонения формы и расположения поверхностей
- •20Зубчатые и червячные редукторы. Общие сведения
- •20.1Зубчатые и червячные редукторы
- •20.2Классификация редукторов
- •20.3Принципиальная конструкция цилиндрического редуктора
- •20.4Расчет основных конструктивных параметров редукторов
- •21Валы и оси
- •21.1Общие вопросы
- •21.2Конструкция валов. Элементы вала
- •21.3Материалы валов и их термообработка
- •21.4Критерии работоспособности и расчета валов
- •21.5Расчетная схема и расчетные нагрузки
- •21.5.1Размещение опор вала
- •21.5.2Определение сил в зацеплении закрытых передач
- •Определение сил в зацеплении передачи
- •21.6Определение консольных сил
- •21.7Расчет осей и валов на статическую прочность
- •21.8Расчет валов на статическую прочность
- •21.9Расчет вала на статическую прочность при совместном действии изгиба и кручения
- •21.10Расчет осей и валов на выносливость
- •21.11Расчет осей и валов на жесткость
- •21.12Расчет валов на колебания
- •21.13К определению расстоянии между опорами ведомого вала
- •21.14Последовательность расчета пролета вала
- •22 Подшипники качения
- •22.1Подшипники качения. Общие сведения
- •22.2Классификация
- •22.3Обозначение подшипников
- •22.4Точность подшипников качения
- •22.5Причины выхода подшипников из строя и критерии расчета
- •22.6Расчет подшипников качения на долговечность
- •22.7Определение приведенной нагрузки и подбор подшипников качения
- •22.8Подбор подшипников качения
- •22.9Статическая грузоподъемность подшипников
- •22.10Распределение нагрузки между телами качения
- •22.11Смазка подшипников качения
- •22.12Посадки подшипников
- •22.13Зазоры в подшипниках
- •23Подшипники скольжения
- •23.1Общие сведения
- •23.2Классификация
- •23.3Конструкции подшипников скольжения
- •23.4Подшипниковые материалы
- •23.5Критерии работоспособности и расчета подшипников скольжения
- •23.6Условные расчеты подшипников
- •23.7Тепловой расчет подшипников
- •23.8Проектировочный расчет подшипников жидкостной смазки
- •24Конструирование подшипниковых узлов
- •24.1Схемы установки подшипников
- •24.2Конструирование опор валов конических шестерен
- •24.3Конструирование опор валов-червяков
- •24.4Установка элементов передач на валах
- •24.5Назначение диаметров вала
- •24.6Длины характерных участков вала
- •24.6.1Основные способы осевого фиксирования колес (шкивов)
- •25Муфты
- •25.1Муфты. Общие сведения
- •25.2Классификация муфт
- •25.3Подбор стандартной муфты
- •25.4Конструкции муфт
- •25.4.1Жесткие муфты. Вид неразъемные
- •25.4.2Муфты, разъемные в плоскости, параллельной оси вала
- •25.4.3Муфты, разъемные в плоскости, перпендикулярной оси вала
- •25.4.4Компенсирующие муфты
- •Заключение
- •Библиографический список
- •394026 Воронеж, Московский просп., 14
6Соединения с натягом
6.1Общие сведения
Соединения с натягом относятся к группе неразъёмных соединений и представляют собой напряжённые соединения, в которых натяг создаётся необходимой разностью посадочных размеров сопрягаемых деталей, а сами детали удерживаются в проектном положении за счёт сил упругости.
Соединения с натягом можно разделить на две группы:
соединение деталей по цилиндрическим или коническим поверхностям;
соединения деталей по плоскости с помощью стяжных колец или планок.
Основное применение в машиностроении имеют соединения первой группы (по цилиндрическим поверхностям).
Общим достоинством соединений с натягом является возможность их выполнения для очень больших нагрузок и хорошая работа при ударном нагружении. Характерной особенностью соединений с натягом является то, что они могут воспринимать произвольно направленные силы и моменты, а соединения по цилиндрическим и коническим поверхностям дополнительно обеспечивают надёжное центрирование и не требует специальных крепёжных деталей. Взаимное смещение деталей в таких соединениях предотвращается силами трения на поверхности контакта.
К недостаткам соединений с натягом относятся:
сложность сборки и разработки (особенно внутри неразъёмного корпуса), возможность ослабления посадки и повреждения посадочной поверхности при разборке;
большое рассеивание прочности соединения в связи с рассеиванием посадочных размеров в предела допуска.
6.2Расчет цилиндрических соединений с натягом
Данный тип соединений очень широко применяется при значительных (особенно динамических) нагрузках и отсутствии необходимости в частой сборке и разборке. Шлицевые и особенно шпоночные соединения при динамическом нагружении быстро обминаются.
Примеры соединений: колёсные центры на ось и бандажи железнодорожных колёс, венцы зубчатых и червячных колёс, диски турбин, роторы электродвигателей, гребные винты кораблей, подшипники качения, штампы и т.д.
Характер соединения определяется натягом, который определяется стандартной посадкой.
Например:
Минимальный натяг Nmin = 18 мкм
Максимальный натяг Nmax = 59 мкм
По способу сборки соединения с натягом разделяют на собираемые запрессовкой и, собираемые способом температурного деформирования одной из сопрягаемых деталей.
Нужно отметить, что прочность соединения деталей, собираемых способом температурного деформирования при том же натяге, более чем 1,5 раза превышает прочность соединения запрессовкой. Это обусловлено тем, что при запрессовке происходит частичное сглаживание шероховатостей деталей на сопрягаемых поверхностях.
Применение нагрева или охлаждения для сборки особенно удобно для деталей с большой длиной (валы, оси) при этом температура нагрева должна быть ниже температуры низкого отпуска. До 1500С нагрев мелких деталей осуществляется в масле, а также в электрической или газовой печи.
Охлаждение применяют преимущественно для небольших деталей при их установке в массивные корпуса с помощью твёрдой углекислоты (сухой лёд – 790С) или в жидком воздухе (температура- 1900С) в последнем случае нужно быть особенно осторожным и обеспечить тщательное обезжиривание деталей.
Необходимая величина натяга соединения определяется потребным давлением P на посадочной поверхности, которое должно быть таким, чтобы силы трения оказались больше внешних сдвигающих сил (рис. 6.1).
Рис. 6.26. Расчетные схемы соединений с натягом
При нагружении соединения осевой силой Fа:
;
где: - сила нормального давления на сопрягаемые поверхности;
d, ℓ – диаметр и длина посадочной поверхности;
f – коэффициент трения (см. табл. 8);
k – коэффициент запаса сцепления (k ≈ 1,5…2).
Откуда посадочное давление p равно:
(6.1)
При нагружении соединения крутящим моментом T:
;
откуда:
(6.2)
Усредненные значения коэффициента трения при расчете посадок с натягом
Способ сварки соединения |
Сталь |
Чугун |
Алюминиевые и магниевые сплавы |
Латунь |
Пластмассы |
Механический |
0,06–0,13 |
0,07–0,12 |
0,02–0,06 |
0,05–0,10 |
0,6–0,5 |
Тепловой |
0,14–0,16 |
0,07–0,09 |
0,05–006 |
0,05–0.14 |
– |
При одновременном нагружении соединения крутящим моментом T и осевой силой Fа расчёт ведут по формуле:
, (6.3)
где F – равнодействующая осевой и окружной силы:
;
В соединениях с натягом нагрузка по длине распределяется резко неравномерно и у торца ступицы со стороны передачи крутящего момента возникают острые пики напряжений.
Несущая способность соединения может быть существенно повышена оксидированием, а также гальваническими покрытиями хромом и никелем. Большой эффект даёт введение в соединение порошка корунда (при сборке температурным деформированием); в этом случае коэффициент трения покоя возрастает больше чем в 2 раза.
При нагружении соединения изгибающим моментом на равномерную эпюру давлений от посадки накладывается эпюра давлений, характерная для изгиба (рис. 6.2).
Рис. 6.27. Эпюра давлений в соединении при нагружении изгибающим моментом
Наиболее давление в соединении от изгиба:
,
где: 4/π- множитель, учитывающий серпообразный характер эпюры давлений по окружности цапфы;
W = dℓ2/6 – момент сопротивления изгибу диаметрального сечения цапфы.
Изгибающий момент может достигать такой величины, когда давление на посадочной поверхности снижается до 0,25P (т.е. P1 ≈ 0,25P). Исходя из этого условия допустимый момент изгиба не должен превышать величины:
(6.4)
Как видно из выражения (6.4), допустимый изгибающий момент пропорционален квадрату длины цапфы. Поэтому при нагружении соединения значительным изгибающим моментом необходимо увеличивать её длину.
Посадочное давление р связано с натягом δ зависимостью Ляме.
, (6.5)
где
; ;
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 расчётного натяга δ на величину обмятия микро неровностей (рис. 6.3):
(6.6)
где: Ra1, Ra2 – высота микронеровностей для соответствующего класса шероховатости.
Рис. 6.28. Расчетная схема для определения стандартной посадки с натягом
По приведённым выше зависимостям (6.1–6.3) рассчитывают посадочное давление Р, затем расчётный натяг δ (6.5) и измеряемый натяг δu (6.6), по которому и подбирают посадку из числа стандартных таким образом, чтобы максимальный натяг стандартной посадки был бы меньше измеряемого натяга δu (рис. 6.4).
Рис. 6.29. Поля допусков в системе отверстия деталей соединений с натягом: ТD – на размер диаметра отверстия; Td – на размер диаметра вала.
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.
В случае тонкой втулки необходимо проверить в не нормальное и касательное напряжения (рис. 6.5) Эпюры распределения нормальных напряжений (окружных и радиальных).
Рис. 6.30. Эпюры распределения напряжений в деталях соединений с натягом
Как правило, наибольшие напряжения возникают у внутренней поверхности охватывающей детали:
; ,
а наибольшее эквивалентное напряжение
,
Наибольшее напряжение охватываемой детали возникают также на внутренней поверхности и являются сжимающими
Напряжения σэкв и στ не должны по возможности превышать 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 наклёп повышает предел выносливости на 80…100%;
– азотирование, цементация, закалка Т.В.Ч.;
– конструктивные приёмы, снижающие концентрацию напряжений (рис. 6.6).
Рис. 6.31. Конструктивные средства повышения усталостной прочности в местах посадок с натягом