Расчет натяга конической посадки

Обновлено: 08.07.2024

Коническое соединение – соединение наружного и внутреннего конусов, имеющих одинаковые номинальные углы (рис. 3.96). Оно характеризуется большим диаметром D, малым диаметром d, длиной конического соединения L_р, базорасстоянием z_р (расстоянием между принятыми базами наружного и внутреннего конусов, образующих коническое сопряжение).

Рис. 3.96. Параметры конического соединения

Стандарты устанавливают два способа нормирования допуска диаметра конуса.

Второй способ – назначение допуска диаметра Т_D (IТ_D), одинакового в любом поперечном сечении конуса и определяющего два предельных конуса, между которыми должны находиться все точки поверхности реального конуса. При этом способе нормируют допуск только в заданном сечении конуса (Т_Ds). Допуски Т_D или Т_Ds должны соответствовать ГОСТ 25346–89. Для образования нужных посадок в конических соединениях деталей обычно применяют именно этот способ назначения допусков.

Для конических соединений ГОСТ 25307–82 устанавливает три вида посадок: с зазором, натягом и переходные.

В отличие от цилиндрических сопряжений с гарантированным зазором, где оси валов и отверстий не совпадают, конические сопряжения могут обеспечить самоцентрирование деталей с образованием нулевого зазора за счет осевого смещения охватываемой и охватывающей деталей. Поскольку смещение охватываемой детали к меньшему или большему основанию конуса приводит к уменьшению или увеличению зазора, в конических соединениях часто применяют специальные устройства регулировки зазора (или методы обеспечения натяга) между сопрягаемыми деталями.

Конические посадки с зазором применяют в соединениях типа подшипников скольжения, а также в устройствах разобщения и соединения двух пространств при взаимном перемещении (повороте) сопряженных деталей. Примерами устройств разобщения и соединения являются краны в пневматических и гидравлических системах.

При наличии установленных стандартом переходных посадок фактически конические сопряжения могут быть реализованы либо как посадки с зазором либо как посадки с натягом.

Хотя стандартом установлены переходные конические посадки, фактически конические сопряжения могут быть реализованы либо как посадки с зазором либо как посадки с натягом.

Посадки с натягом используют для получения неподвижных герметичных соединений, а также соединений, обеспечивающих передачу крутящего момента, например хвостовикам стержневого режущего инструмента.

Конические соединения с натягом в отличие от неразъемных цилиндрических соединений могут быть или неразъемными, или разъемными. Разъемные конические соединения с натягом, обеспечивают более легкую по сравнению с цилиндрическими прессовыми соединениями разборку, кроме того, их конструктивные особенности могут позволять регулировку натяга после некоторого времени эксплуатации.

Так как сопрягаемые поверхности конические и диаметры сопрягаемых деталей вдоль оси переменные, для одной и той же конической пары вал-втулка может быть достигнут желаемый характер соединения за счет:

а) фиксации взаимного положения наружного и внутреннего конусов в осевом направлении;

б) фиксации заданной силы запрессовки (для посадок с натягом).

Сборка с применением полной взаимозаменяемости может осуществляться, например, совмещением нерегулируемых конструктивных элементов конусов.

Фиксация взаимного положения наружного и внутреннего конусов в осевом направлении по заданной силе запрессовки в отличие от рассмотренных выше методов регулировки предусматривает не контроль длины (заданного расстояния), а контроль силы, которая функционально связана с натягом в сопряжении.

При назначении посадок для конических соединений следует использовать поля допусков со следующими основными отклонениями:

· для внутренних конусов: Н; J_s; N;

· для наружных конусов: d, e, f, g, h, j_s, k, m, n, p, r, s, t, u, x, z.

Для образования посадок рекомендуются поля допусков в квалитетах от 4 до 9, причем рекомендуемые поля допусков отверстий ограничены номенклатурой Н4, Н5, Н6, Н7, Н8, Н9, то есть рекомендуемые посадки организуются в системе основного отверстия.

Поля допусков в остальных квалитетах могут использоваться для таких изделий высокой точности как конические калибры, эталонные меры и т.п. (квалитеты от 01 до 5) или несопрягаемых деталей низкой точности (квалитеты от 10 до 17).

В посадках рекомендуется сочетать поля допусков диаметров наружного и внутреннего конусов одного квалитета, но в обоснованных случаях допуск диаметра конического отверстия можно назначать на один или два квалитета грубее.

Для получения посадок различного характера в соответствии с ГОСТ 25307–82 для наружных конусов можно использовать следующие основные отклонения:

· при формировании посадок с зазором – d, e, f, g, h;

· для переходных – js, k, m, n, p;

· для посадок с натягом – r, s, t, u, х, z.

Основные нормы взаимозаменяемости

СИСТЕМА ДОПУСКОВ И ПОСАДОК ДЛЯ КОНИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ

Basic norms of interchangeability.
Cone joining system of limits and fits

Дата введения 1983-07-01

Постановлением Государственного комитета СССР по стандартам от 14 июня 1982 г. N 2377 дата введения установлена 01.07.83

Настоящий стандарт распространяется на гладкие конусы диаметром до 500 мм, конусностью от 1:3 до 1:500 и устанавливает допуски и поля допусков, а также назначение конических посадок.

Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 1780-79.

1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

1.1. Алфавитный указатель обозначений приведен в приложении 5.

1.2. Коническое соединение характеризуется конической посадкой и базорасстоянием соединения.

1.3. В зависимости от способа фиксации взаимного осевого положения наружного и внутреннего конусов посадки подразделяются на:

1.3.1. Посадки с фиксацией путем совмещения конструктивных элементов сопрягаемых конусов: при этом способе фиксации возможно получение посадок с зазором, переходных и с натягом (черт.1).

1.3.2. Посадки с фиксацией по заданному осевому расстоянию между базовыми плоскостями сопрягаемых конусов; при этом способе фиксации возможно получение посадок с зазором, переходных и с натягом (черт.2).

1.3.3. Посадки с фиксацией по заданному осевому смещению , сопрягаемых конусов от их начального положения; при этом способе фиксации возможно получение посадок с зазором и натягом (черт.3).

1 - конечное положение; 2 - начальное положение; 3 - наружный конус; 4 - внутренний конус

1.3.4. Посадки с фиксацией по заданному усилию запрессовки , прилагаемому в начальном положении сопрягаемых конусов; при этом способе фиксации возможно получение посадок с натягом (черт.4).

1 - конечное положение; 2 - начальное положение; 3 - наружный конус; 4 - внутренний конус

1.4. Для конусов устанавливаются следующие виды допусков:

допуск диаметра конуса;

допуск угла конуса;

допуски формы конуса;

допуск круглости и допуск прямолинейности образующей.

1.5. Устанавливаются два способа нормирования допусков конусов.

1.5.1. Способ 1 - совместное нормирование всех видов допусков допуском диаметра конуса в любом сечении.

Допуск определяет поле допуска конуса, ограниченное двумя предельными конусами, между которыми должны находиться все точки реальной поверхности конуса, и ограничивает не только отклонения диаметра, но и отклонения угла и формы конуса (черт.5).

1 - реальная поверхность; 2 - поле допуска конуса;
3 - наибольший предельный конус; 4 - наименьший предельный конус

При необходимости допуск может быть дополнен более узкими допусками угла и формы конуса; при этом все точки реальной поверхности конуса также должны находиться в поле допуска, ограниченном двумя предельными конусами.

1.5.2. Способ 2 - раздельное нормирование каждого вида допусков; допуска диаметра конуса в заданном сечении, допуска угла конуса, допуска круглости и допуска прямолинейности образующей конуса.

1.6. В посадках с фиксацией по конструктивным элементам и по заданному осевому расстоянию между базовыми плоскостями сопрягаемых конусов допуски конусов предпочтительно нормировать способом 1.

В этих посадках величины зазоров или натягов зависят от предельных отклонений диаметров сопрягаемых конусов. Отклонения угла и формы конуса влияют на неравномерность зазоров или натягов, а также на длину контакта и при необходимости могут ограничиваться дополнительными допусками угла конуса и формы конуса и более узкими, чем допуск .

1.7. В посадках с фиксацией по заданному осевому смещению сопрягаемых конусов от их начального положения или по заданному усилию запрессовки допуски конусов предпочтительно нормировать способом 2.

В этих посадках величины зазоров или натягов определяются, в основном, условиями сборки. На неравномерность зазоров или натягов и на длину контакта оказывают влияние только допуски угла и формы конуса, а допуски диаметра влияют на базорасстояние соединения.

1.8. Допуски несопрягаемых конусов предпочтительно нормировать способом 2.

2. ДОПУСКИ КОНУСОВ

2.1. Допуски и должны соответствовать ГОСТ 25346-89.

При выбранном квалитете допуск определяется по номинальному диаметру большого основания конуса, а допуск - по номинальному диаметру в заданном сечении конуса.

2.2. Допуск угла конуса (черт.6) назначается:

при заданном допуске , если отклонения угла конуса должны быть ограничены в более узких пределах, чем это возможно при полном использовании допуска ;

при заданном допуске .

Наибольшие отклонения угла конуса, возможные при полном использовании допуска , и соотношения между допусками угла и диаметра конуса приведены в приложении 1.

2.4. Расположение предельных отклонений углов сопрягаемых конусов должно быть односторонним (+ или -) или симметричным , для несопрягаемых концов - симметричным .

Данные о влиянии расположения предельных отклонений углов сопрягаемых конусов на характер их соединения приведены в приложении 2.

2.5. Допуски формы конуса - допуск круглости (черт.7) и допуск прямолинейности образующей (черт.8) назначаются:

при заданном допуске , если отклонения формы конуса должны быть ограничены в более узких пределах, чем это возможно при полном использовании допуска ;

при заданном допуске .

1 - поле допуска конуса; 2 - поле допуска круглости; 3 - реальный профиль

1 - поле допуска конуса; 2 - поле допуска прямолинейности; 3 - реальный профиль

Наибольшие отклонения формы конуса, возможные при полном использовании допуска и соотношения между допусками формы и диаметра конуса или формы и угла конуса приведены в приложении 1.

2.6. Допуски и должны соответствовать ГОСТ 24643-81.

При выбранной степени точности допуск определяется по номинальному диаметру большого основания конуса, а допуск - по номинальной длине конуса.

3. ПОЛЯ ДОПУСКОВ

3.1. Поля допусков диаметров наружных и внутренних конусов приведены в табл.1.

К = I : 20-1:10 [1]. С увеличением угла наклона образующей конуса к его оси (конусности) при действии одной и той же осевой силы затяжки уменьшается давление на посадочной поверхности и, следовательно, несущая способность; при этом уменьшается возможность самозаклинивания.

Расчет конусных соединений проводят в предположении, что после затяжки в соединении на конусной поверхности контакта нозникает равномерно распределенное давление р, из чего следует, что приходящиеся на единицу площади контакта силы трения pf (где/— коэффициент трения) распределены по поверхности сопряжения также равномерно.

Спроецировав на ось соединения силы, действующие, например, на ступицу после затяжки соединения и выполнив преобразования, из условия равновесия ступицы (рис, 7,2) получим, что после затяжки на конусной посадочной поверхности соединения нозникает давление

где /. — осевая сила затяжки соединения (осевая сила напрес- совки ступицы на конусную часть вала); d_m =(d\ +г/₂ )/2 — средний диаметр соединения; I — длина соединения (длина конусной посадочной поверхности); а —угол наклона образующей конуса к оси; /—■ коэффициент трения пары вал-ступица; здесь площадь боковой поверхности конуса приближенно заменена площадью цилиндрической поверхности диаметром d_m и длиной/.

Вращающий момент Τ \ который может передать соединение, определяется силами трения на поверхности контакта. Из-за нестабильности коэффициента трения и приближенного характера расчетной модели несущую способность соединения, т. е. вращающий момент '/', которым можно нагрузить соединение, определяют с запасом s по формуле

Для передачи соединением заданного вращающего момента Τ на поверхности контакта вал-ступица необходимо создать давление

для чего следует приложить к ступице осевую силу затяжки

В расчетах обычно запас назначают ^=1,3. 1,5, причем большее значение запаса принимают для ответственных соединений; ответственными считаются соединения, выход из строя (отказ) которых может привести к человеческим жертвам или к значительным затратам на восстановление, ремонт и т. п.

Благодаря надежности и простоте конструкции детали и сборки соединений эти площадки используются во всех отраслях машиностроения (например, колесные оси в железнодорожном транспорте, коронки со ступицами на червячных колесах, втулки с валами, композиты) Коленчатые валы, подшипники с корпусами и т. Д.). д. ). Рассмотрим общий случай расчета посадки с натягом, когда соединение состоит из полого вала и втулки (рис. 9.10, а). Разница между диаметром вала и внутренним диаметром втулки перед сборкой определяет интерференцию N.

Для конических и гипоидных шестерен и зубчатых колес, а также для червяков, червячных колес, пар и зубчатых колес допускается совмещение степеней точности по нормам точности. Людмила Фирмаль

Когда деталь вдавливается, втулка растягивается на определенную величину, и в то же время вал сжимается на величину N4, N = N4 + N0. Зависимость A ^ o P = pC ^ E ^, = pCr1Eg известна из задачи определения напряжения и смещения толстостенного полого цилиндра (проблема Хромого). Если вы добавите эти уравнения для каждого члена и выполните простое преобразование: N = pB (С ^ Еу) + (С ± 2) , (9.17) где N — расчетная помеха. p — давление на поверхности контакта между валом и втулкой, вызванное помехами. О- номинальная 9 Рисунок 9.10.

Эскиз для расчета мешающих посадок Диаметр сопрягаемой поверхности; E2 — модуль упругости муфты и вала; C1, модуль Cg, определяемый по уравнению д 1 + 04 оп I + (R. C, 1- (О с1гУ г -RA- Где 0 и d8 — диаметры (см. Рис. 9.10, а). u и u — коэффициенты Пуассона ( 0.3 для стали и 0.25 для чугуна). Коэффициенты C и Ca являются Для размера детали, соединяемой с данным материалом, интерференция зависит от давления rt n. Это определяется неподвижным состоянием деталей, соединенных во время работы, то есть прочностью соединения.

Если расчетная сила меньше, чем сила трения, создаваемая на поверхности, относительное смещение соединительных деталей при приложении нагрузки с осевой силой P не произойдет. P nP1p и (9.18) Откуда rt, P (ny1 ^, (9.19) Где я длина связи. D — коэффициент трения (сила сцепления) с продольным смещением детали. pi1 — номинальная площадь контакта сопрягаемой части. Фактическая площадь контакта зависит от помех, физико-механических свойств материала сопрягаемой детали и других факторов. Когда крутящий момент приложен к соединению, это состояние будет иметь вид Mkr nO1p№12, (9,20).

Откуда Lsp 2Mcr 10%, (9,21) Где г — коэффициент трения (сцепления) с относительным вращением детали. Для одновременной нагрузки соединений с крутящим моментом и усилиями сдвига, расчет должен быть выполнен с результатами T = f (2L1vr P) a + P2 nE1r , (9.22) Откуда Рппп Т1яОЦ. (9,23) Коэффициент трения (прочность сцепления) зажимного соединения зависит от материала сопрягаемой детали, шероховатости поверхности, посадки с натягом, типа смазки, направления смещения детали и других факторов.

В реальных расчетах для деталей, изготовленных из стали и чугуна, приблизительно 0,0 0,08 (при сборке под прессом) и 0,1 0,14 (при нагреве с помощью части крышки или охлаждаемой части с крышкой) 13 ) возможно. Расчетная минимальная посадка по помехам основана на уравнениях (9.17), (9.19) и (9.21): Под осевой нагрузкой LGtShras, (9,24) При подаче крутящего момента 9 23 Также необходимо обеспечить прочность соединяемых деталей. В этом случае расчет должен выполняться при максимально допустимом давлении rDOP.

В соответствии с теорией наибольшего касательного напряжения, наиболее близкой к экспериментальным данным, условие прочности детали составляет 1- (O d2) 2 (9,26) и rdp 0,58, и на контактной поверхности втулки отсутствует пластическая деформация. это. На поверхности вала rdoa 0,58 ат 1 — (^ O) 2 , (9,27) at — предел текучести материала компонента при растяжении. Тем не менее, пластическая деформация допускается для деталей, изготовленных из пластика при статической нагрузке. Максимальная расчетная герметичность, при которой создается максимально допустимое давление p 0P, может быть рассчитана по уравнению (9.17). Pop = RdO (ZD + Cr Er). (9,28).

Следующие модификации должны быть сделаны в уравнениях (9.24), (9.25) и (9.28), которые определяют подгонку помех: С исправлениями. При определении размеров соединяемого вала и отверстия измерительный наконечник прибора опирается на неровности верхней поверхности. Preload — Oism. Поэтому высота неровностей включена в размеры детали и помехи (рис. 9.10, б). Во время процесса запрессовки неровности на контактной поверхности деталей измельчаются, что уменьшает помехи соединения и снижает прочность соединения.

Сглаживание неровностей зависит от его высоты, способа соединения и условий сборки (со смазкой или без), механических свойств материала детали и других факторов. По результатам исследований Е.Ф. Бежелуковой, модификация и дробление шероховатости контактной поверхности должны определяться по следующей формуле: Для материалов с различными механическими свойствами u = 2 (k ^ + k2Kr), (9,29) Здесь кг и кг — коэффициенты, учитывающие высоту шлифования втулки и шероховатость отверстия вала (таблица 9.2). 1 и R2 — высота шероховатости поверхности отверстия и вала.

Для материалов с одинаковыми механическими свойствами u = 2k (Kr1 + Pr *). (9,30) Если n мало, вам нужно выбрать маленькие значения для k1, k2 и k. 9.2. Значения коэффициентов k, k1 и ka Чем сильнее мешающие ячеистые неровности, тем меньше диаметр неровности и тем выше высота неровности. В механическом прессе максимальная прочность соединения достигается при небольшой шероховатости, а при сборке с охлаждением или нагревом — при большой шероховатости.

Совместные помехи могут различаться из-за различий в температуре сборки и рабочей температуры компонентов, а также различий в температурном коэффициенте линейного расширения материала. Коррекция = 1 ( Р1-О- в ( рв-010. (9.31) Где SC и Oz — температурные коэффициенты линейного расширения материала компонента. 0с а п -Частота использования, I — температура при сборке соединения. O — номинальный диаметр соединения. Если рабочие температуры соединяемых деталей равны, то есть p1 = p2 = p, уравнение (9.31) принимает вид u ( x-a2) KR-0 O. (9.32) Если p1 = pz 1 и 1 , модификация u начинается со знака плюс, а 0 1 = p a и a a8 начинается со знака минус.

Для деталей с быстрым корректирующим движением давление на посадочную поверхность может быть уменьшено центробежной силой. Эти силы значительно уменьшают посадку с натягом только для деталей большого диаметра, которые вращаются с очень высокой скоростью (например, диски паровой и газовой турбины). Для стальных деталей диаметром до 500 мм вращайте со скоростью до 30 м с, ui = 1 … 4 мкм. В таких случаях это исправление может не учитываться. Поправки u7, q учитывают увеличение контактного давления на конце охватывающей части. Введено для понижения давления в центре сустава.

Альтернативный контроль симптомов-контроль качества, при котором каждая тестовая единица изделия классифицируется как непригодная или дефектная,а последующие решения принимаются по качеству образца. Людмила Фирмаль

Поправка u7a определяется графически в 19 (см. Рис. 87). Компенсация ивы учитывает влияние вибрации и ударов. Определяется на основе экспериментальных данных. На прочность посадки с натягом также влияет ошибка формы сопряженных поверхностей, которая уменьшает площадь контакта, поэтому ошибка формы не должна превышать определенный процент от допуска на изготовление детали. Посадка с натягом, детали которой упруго деформируются, может быть разобрана и повторно собрана, но прочность соединения немного уменьшается из-за разрушения выступов. Потеря прочности оценивается экспериментально.

Во время работы прочность зажимного соединения часто уменьшается под воздействием ползучести материала и релаксации напряжений. Например, если бронзовый вал BRAZH 9-4 того же диаметра, что и втулка O = I = 30 мм из чугуна Sch 18, монтируется вертикально с натягом N = 30 мкм, начальная прочность на разрыв составляет 7845 Н. После работы в течение 5000 часов при температуре 100 ° С прочность на разрыв падает до 3355 Н. Когда некоторые металлы объединяются под воздействием давления, температуры и других факторов, некоторые металлы диффундируют и спекаются, увеличивая коэффициент адгезии и увеличивая прочность сцепления.

Поэтому, когда сталь 45 используется в качестве материала вала в предыдущем примере, и рабочая температура увеличивается до 200 ° C, прочность на разрыв после 5000 часов работы увеличивается с 23 130 до 28 030 Н (данные, полученные Е. Ф. Бежелуковой) , Существует два способа вычисления подгонки помех, и его суть рассматривается в следующем примере. Пример. Выберите посадку с натягом (O = 185 мм; 110 мм; 12 = 265 мм; I = 170 мм), которая работает без вибрации и нагружена осевым усилием P = 392,2 кН. Детали изготовлены из стали 40 (E; = E = 206 ГПа; от = 313 МПа); параметры шероховатости = 8 мкм, Кгг = 7 мкм.

Рабочая температура соединения близка к температуре сборки. Поскольку это выполняется нагреванием, требуется = 0,14. Существование по формуле (9.24) Расчетный минимум Ату Значения коэффициентов St и C2 взяты из (13). Найти рассчитанную коррекцию помех. Исходя из условия задачи, возьмем u = 0 и u = 0. Поправка на дробление шероховатости поверхности детали определяется по уравнению (9.30). Согласно таблице, найти коэффициент 9,2 k = 0,4, тогда u = 2-0,4 (8 + 7) = 12 мкм. Минимальная функциональная плотность L nNpG, которая гарантирует прочность сцепления, составляет 128 + 12 = 140 мкм.

Сравнение допустимого давления RDOP и давления, создаваемого при максимальном затягивании стола, запас прочности муфты равен (93.2 62.2) I 1.5, вал (117.7 62.2) 1,9. В случае перегрузки детали подключения не разрушаются и отключаются. Следовательно, запас прочности соединительных деталей, созданных этим методом расчета, является фиктивным. Это главный недостаток этого метода расчета. Новый метод расчета. Посадку следует выбирать не по помехе, определяемой осевым усилием или крутящим моментом, воспринимаемым соединением, а по требованиям к прочности деталей, подлежащих соединению, то есть максимально допустимым помехам, определяемым из уравнения (9.28).

Аккаунт найден- .. Мы получаем Acney Rod а ^ 0 = 0,6 поправка у, Учитывая поправку y.u.d, 1UpP = (420 + 12) 0,95 = 410 мкм Получается. В соответствии с максимальными функциональными помехами выберите подходящую посадку, обеспечивающую запас прочности соединения и компонента. Из рекомендуемых ГОСТ 25347-82 наиболее близким является посадка H8 i8 (рис. 9.11, б). Часть допуска на герметичность L13, с. Переход в зону безопасности (техническую зону безопасности) при сборке соединения всегда должен быть меньше, чем часть допуска L3.3.

Это вызвано только увеличением силы прижима, обусловленной снижением прочности материала деталей и искажением соединяемых деталей, что обеспечивает безопасный диапазон соединений при работе. Коэффициент трения и колебания температуры. Это требование лучше всего выполняется при комбинированной посадке N8 118 (рис. 9.11, в). Замена посадок N7 i7 посадками Y8 i8 увеличивает минимальные помехи пластины с 190 до 241 мкм, создавая прочность рабочей связи.

Это определяется как L13.3 = L tsh-L tt p = 241-140 = 101 мкм, а запас прочности детали во время сборки определяется плотностью Nac к Ntkr-L t 1t = 410 385 = 25 мкм. Следовательно, новый метод расчета посадки с гарантированной помехой может повысить долговечность соединения и увеличить производственные допуски на размеры, чтобы повысить экономическую эффективность производства деталей.

Образовательный сайт для студентов и школьников

Читайте также: