Усилие запрессовки посадка с натягом

Обновлено: 05.10.2024

Соединение деталей с гарантированным натягом – неподвижное соединение деталей, у которых перед сборкой наружный размер охватываемой детали больше соответствующего внутреннего размера охватывающей детали. Упругие свойства соединяемых деталей вызывают силы сопротивления растяжению-сжатию материалов, которые, преодолевая трение и неровности контактирующих поверхностей, создают гарантированный натяг, обеспечивая прочность соединения.

Соединения деталей, которые передают рабочие нагрузки при гарантированном натяге, могут быть с цилиндрическими и коническими поверхностями.

1. Соединения цилиндрических деталей по посадке с гарантированным натягом

Эти соединения имеют преимущественное распространение и занимают промежуточное положение между неразъемными и разъемными соединениями, так как допускают нечастую разборку, нарушая целостность составных частей изделия. Следует учесть, что разборка соединения с гарантированным натягом изменяет свойства соединения.

Нагрузочная способность соединений с гарантированным натягом определяется преимущественно величиной натяга, который определяется выбором посадок для соединяемых деталей. Посадка определяет степень относительной подвижности (без напряженности соединения) или неподвижности (с напряженностью соединения) соединяемых деталей.

По размеру зазоров и натягов различают ряд посадок, подразделяющихся на три большие группы:

посадки с натягом – обеспечивают натяг в соединении (поле допуска отверстия расположено под полем допуска вала). Рекомендуемые посадки H7/p6; H7/r6; H7/s7;
переходные посадки – возможен натяг или зазор (поля допусков отверстия или вала перекрываются частично или полностью);
посадки с зазором – обеспечивают зазор в соединении (поле допуска отверстия расположено над полем допуска вала) (рис. 1).

Следовательно, для соблюдения условия создания натяга разность между размерами вала В и отверстия О должна быть больше нуля, т.е. В – О = Н > 0.

Рис. 1. Поля допусков для обеспечения посадок с натягом

Создание натяга должно учитывать упругие свойства соединяемых деталей. Если свойства материала детали не будут учтены, то возможны случаи, когда посадка не может быть реализована по условию прочности деталей.

Достоинства таких соединений в простоте и технологичности конструкции за счет отсутствия соединительных деталей, в обеспечении хорошего центрирования соединяемых деталей, в возможности применения при очень больших осевых нагрузках и вращающих моментах и в высокой надежности при ударных нагрузках.

Основные недостатки этих соединений – возможная неконтролируемая потеря упругости соединяемых деталей, ограниченность несущей способности при вибрационных нагрузках и падение несущей способности соединения после разборки.

Характерными примерами применения соединений с гарантированным натягом являются колесные пары и бандажи железнодорожного подвижного состава (рис. 2, а), ступицы и венцы зубчатых и червячных колес (рис. 2, б), крепление на валу неподвижных колец подшипников качения (рис. 2, в), где показана подшипниковая посадка.

Соединения с гарантированным натягом могут быть выполнены тремя способами:

продольной сборкой путем запрессовки осевой силой (рис. 2, г);
поперечной сборкой с помощью нагрева или охлаждения одной из деталей до состояния, при котором они свободно соединяются;
комбинированной, например, гидропрессовой сборкой, при которой одновременно с действием осевого усилия в зону контакта сопрягаемых деталей подается масло под высоким давлением для получения необходимой поперечной деформации.

Рис. 2. Примеры прессовых соединений деталей

Из этих трех способов наиболее доступным и наименее совершенным является первый – запрессовка, так как при нем неизбежно повреждение контактных поверхностей, нарушение микрогеометрии их поверхности и, как следствие, снижение нагрузочной способности соединения, которое обычно называют прессовым.

2. Расчет на прочность прессовых соединений

В результате сборки прессового соединения за счет натяга на сопрягаемых поверхностях возникают контактные давления р (рис. 2, в), которые полагаем равномерно распределенными по поверхности контакта. Если на конструкцию действуют осевая сила F и вращающий момент Т, то на сопрягаемых поверхностях возникнут силы трения, которые должны исключить относительное смещение деталей соединения. Пользуясь принципом независимости действия сил, можем написать условия равновесия:

где f – коэффициент трения (табл. 1).

Из вышеприведенных условий равновесия определим минимально необходимые значения контактного давления:

Таблица 1. Коэффициент трения (сцепления) f при посадках с натягом

Если осевая сила F и вращающий момент Т действуют одновременно, то расчет ведут по равнодействующей R осевой и окружной силы:

В зависимости от ответственности соединения полученное минимально необходимое значение pmin увеличивают, умножая его на коэффициент запаса сцепления К = 1,5…3.

Если в соединении предусмотрена призматическая шпонка, то К = 1,3…1,5.

По найденному расчетному контактному давлению р = Kpmin определяем расчетный натяг Np:

где C = (d 2 + d₁ 2 ) / (d 2 — d₁ 2 ) — υ₁ ; C = (d₂ 2 + d 2 ) / (d₂ 2 — d 2 ) + υ2 ; E₁ , υ и E₂ ,

υ2 – модули упругости и коэффициенты Пуассона соответственно для материалов охватываемой и охватывающей деталей (табл. 2).

Таблица 2. Модуль упругости E, коэффициент Пуассона v, температурный коэффициент линейного расширения α, °С, материала деталей

Размеры d (H7/r6), d₁ и d₂ показаны на рис. 2, б; если охватываемая деталь сплошная, то d₁=0.

Учитывая возможное нарушение микрогеометрии (огранки) контактных поверхностей при сборке прессового соединения, полученное значение расчетного натяга Np увеличивают на поправку на срезание и сглаживание микронеровностей (шероховатости):

где Rz1+Rz2, Ra1+Rа2 – высоты микронеровностей; тогда требуемый натяг

(если сборку выполняют нагреванием или охлаждением деталей, то u=0).

По величине требуемого натяга N_T подбирают рекомендуемую ближайшую посадку с наименьшим натягом, при котором N_T ≈ _Nmin.

Наибольший расчетный натяг, соответствующий выбранной посадке N_б:

Максимальное давление р, которое может возникнуть на контактной поверхности соединяемых деталей:

Эквивалентное напряжение охватывающей детали из упругого материала:

Две предыдущие формулы применимы только при натягах в области упругих деформаций.

3. Сборка прессового соединения с нагревом охватывающей или охлаждением охватываемой детали

Разность температур охватываемой и охватывающей детали, при которой достигается свободное их сопряжение во время сборки, определяют по формуле:

где N_max – наибольший натяг выбранной посадки, мкм; δ₀ – зазор, необходимый для свободного соединения деталей, принимаемый равным 10 мкм при d=30 ÷ 80 мм, 15 мкм при d>80 ÷ 180 мм и 20 мкм при d>180 ÷ 400 мм; d – номинальный диаметр соединяемых поверхностей, мм; α – коэффициент линейного расширения нагреваемой или охлаждаемой детали: для стали α=12•10 -6 ; для чугуна α=10,5•10 -6 ; для оловянных бронз α=17•10 -6 ; для латуни α=18•10-6; для алюминиевых сплавов α=23•10 -6 .

Для случая, когда особо важна прессовая посадка толстостенной втулки (ступицы) на сплошной вал, предельный наибольший натяг N_пpeд можно определить из условия прочности втулки по формуле:

где ⎡σ_p⎤ = σ_T/[s] – допускаемое напряжение для втулки, σ = 240 МПа;

[s] – допускаемый коэффициент запаса прочности; Е – модуль упругости; для стальной толстостенной втулки Е = 2•10 5 МПа, [s]=1,2.

Пример. Цилиндрическое соединение с натягом – соединение венца червячного колеса со ступицей колеса, при следующих данных (рис. 2, а): диаметр посадочной поверхности d=250 мм, длина посадочной поверхности l=60 мм, диаметр отверстия для вала в центре колеса d1=80 мм, диаметр впадин зубчатого венца d2=280 мм, крутящий момент, передаваемый червячным колесом, T=400 Н•м. Материал венца – бронза Бр АЖ9-4Л (отливка в кокиль). Материал ступицы колеса – чугунное литье СЧ15.

Определим необходимое давление р на поверхности контакта венца с центром колеса, приняв коэффициент трения между ними f=0,05:

Для вычисления требуемого расчетного натяга Nр соединения при υ₁=0,25; υ₂=0,35:

Модули упругости для чугуна Е₁ =1,3•10 5 МПа, для бронзы Е₂ =1,1•10 5 МПа.

Расчетный натяг соединения:

Обработку контактных поверхностей зубчатого венца и центра колеса назначаем с высотами неровностей Rz1=Rz2=10 мкм.

Действительный натяг соединения:

По полученному значению NТ подбираем соответствующую стандартную посадку. Из таблицы допусков и посадок для данного соединения примем посадку ø 250 Н/s7 с наименьшим натягом Nм=68 мкм и наибольшим натягом Nб=186 мкм. Наибольший расчетный натяг, соответствующий выбранной посадке:

Максимальное давление р, которое может возникнуть на контактной поверхности соединяемых деталей:

Проверим венец червячного колеса на прочность. Примем с некоторым приближением, что материал венца пластичен и одинаково работает на растяжение и сжатие; при этом применима третья теория прочности. Эквивалентное напряжение венца:

Такое напряжение вполне допустимо (оно ориентировочно в 2,5…3 раза ниже условного предела текучести для бронзы Бр АЖ9-4Л при отливке в кокиль).

4. Соединения деталей с коническими поверхностями с гарантированным натягом

В конических соединениях натяг создают осевым смещением ступицы относительно вала. Так как упорный бурт на валу не выполняют, в конических соединениях не может быть обеспечена осевая точность фиксации ступицы на валу. Для обеспечения хорошего центрирования соединяемых деталей без перекоса отношение длины соединения к наибольшему диаметру должно составлять l/d > 0,7.

Относительная простота безударной сборки и демонтажа, высокая надежность при действии радиальных сил и опрокидывающих моментов является достоинством конических соединений, особенно для консольных участков валов редукторов и электродвигателей (рис. 3).

Рис. 3. Коническое соединение деталей с гарантированным натягом

В соответствии с ГОСТ 12081-72 конусность концов валов принимают:

Относительное осевое смещение ступицы и вала осуществляют гайкой.

Осевое усилие F, создаваемое гайкой, и давление на сопряженную поверхность связаны зависимостью:

В связи с разбросом в значениях коэффициента трения f и сложностью контроля усилия затяжки гайки рассматриваемое коническое соединение применяют в сочетании с призматической шпонкой, повышающей надежность соединения.

Осевое усилие F, необходимое для передачи крутящего момента Т (Н•м), определяют по формуле:

где λ – коэффициент запаса сцепления, λ=1,3.

Учитывая допускаемое напряжение [σр] для наименьшего сечения d3 (рис. 3), найдем осевую силу:

где [σ_р]=σ_т/[s] – допускаемое напряжение и σт – предел текучести для материала вала; [s] – допускаемый коэффициент запаса прочности; при контролируемой затяжке принимают [s]=1,5 ÷ 2,2 для валов из углеродистой стали; [s]=2 ÷ 3 – из легированной стали; при неконтролируемой затяжке для d3 ≤ 30 мм приведенные значения [s] необходимо увеличить в два раза.

где F – осевое усилие, создаваемое гайкой, эквивалентное продольной силе;

• В сопряжении образуются только натяги. На рис. 1.11 приведена в сокращении схема расположения полей допусков посадок с натягом в системе отверстия для размеров до 500 мм.

• Они используются для передачи крутящих моментов и осевых сил без дополнительного крепления, а иногда для создания предварительно напряженного состояния у сопрягаемых деталей.

• Посадки предназначены для неподвижных и неразъемных соединений. Относительная неподвижность деталей обеспечивается силами трения, возникающими на контактирующих поверхностях вследствие их упругой деформации, создаваемой натягом при сборке соединения.

Преимущество посадок — отсутствие дополнительного крепления, что упрощает конфигурацию деталей и их сборку. Посадки обеспечивают высокую нагрузочную способность сопряжения, которая резко возрастает с увеличением диаметра сопряжения.

В то же время прочность и качество сопряжения зависят от материала сопрягаемых деталей, шероховатостей их поверхностей, формы, способа сборки (сборка под прессом или способ термических деформаций) и т. п.

Области применения некоторых рекомендуемых посадок с натягом

Посадка применяется для сопряжения тяжело нагруженных зубчатых колес, втулок, установочных колец с валами, для установки тонкостенных втулок и колец в корпуса.

Посадки применяются для сопряжения зубчатых и червячных колес с валами в условиях тяжелых ударных нагрузок с дополнительным креплением (для стандартных втулок подшипников скольжения предусмотрена посадка ).

Посадки наиболее распространенные из числа тяжелых посадок. Примеры применения: вагонные колеса на осях, бронзовые венцы червячных колес на стальных ступицах, пальцы эксцентриков и кривошипов с дисками.

Расчет посадок с натягом

У посадок с натягом неподвижность сопрягаемых деталей под действием нагрузок обеспечивается силами трения, возникающими при упругой деформации деталей, создаваемой натягом. Минимальный допускаемый натяг определяется исходя из возможных наибольших сил, действующих на сопряжение, а максимальный натяг рассчитывается из условий прочности деталей.

Разность между диаметром вала и внутренним диаметром втулки до сборки называется натягом . При запрессовке деталей происходит растяжение втулки на величину (рис. 1.12) и одновременно сжатие вала на величину , при этом:

где — давление на поверхности контакта сопрягаемых деталей, ;

— номинальный диаметр, м;

— модули упругости материала втулки и вала, ; — коэффициенты, определяемые по формулам:

где — диаметры (см. рис. 1.12), м;

— коэффициенты Пуассона (для стали , для чугуна ).

Подставив в выражение (1.7) зависимости (1.8), получим:

Наименьший натяг рассчитывается следующим образом:

Минимальное давление на поверхность контакта определяется из условия обеспечения неподвижности сопряжения при действии на него:

• максимальной осевой силы :

где — коэффициент трения при продольном смещении деталей: — длина сопряжения; максимального крутящего момента :

где — коэффициент трения при относительном вращении деталей;

• крутящего момента и осевой силы :

Максимальное давление определяется из условия прочности сопрягаемых деталей. В качестве берется меньшее из допустимых значений давлений — , которые рассчитываются по следующим формулам:

где — пределы текучести материала деталей при растяжении, .

Пример

Подобрать посадку с натягом для соединения при следующих данных:

Соединение нагружено осевой силой

Детали изготовлены из стали 40,

Решение

В процессе запрессовки неровности на поверхностях детали сминаются, и в соединении создается меньший натяг, поэтому следует расчетный увеличить на значение поправки:

Определение максимально допустимого натяга для данного сопряжения.

По ГОСТ 25347-82 выбираем посадку:

Эта лекция взята со страницы лекций по допускам и посадкам:

Возможно вам будут полезны эти страницы:

Образовательный сайт для студентов и школьников

Усилие запрессовки при сборке посадки с натягом определяется для того, чтобы выбрать оборудование (пресс) и оснастку.

Определим усилие запрессовки P_n по формуле:

, (2.13)

где f_n - коэффициент трения при запрессовке,

, (2.14)

f =0,15 (прил. А2 [1]);

; (2.15)

N_max - максимальный натяг выбранной посадки, N_max =26 мкм

2.4
Расчет деформаций сопрягаемых деталей

При расчете посадок с натягом, после выбора посадки по стандарту, в необходимых случаях производят расчет деформаций сопрягаемых деталей.

Величину деформации определим по формуле:

; (2.16)

Выбор посадки для гладкого соединения и расчет рабочих и контрольных калибров

Для сопряжения вал - втулка (б) выбираем посадку Æ45 , исходя из того, что данную посадку применяют для неподвижно закрепленных деталей при невысоких требованиях к точности механизмов, небольших нагрузках и необходимости обеспечить легкую сборку (распорная втулка между подшипниками на валу).

Расчет исполнительных размеров калибров

Исполнительным размером калибра называется размер, который проставляется на рабочем чертеже калибра. Исполнительный размер скобы - ее наименьший предельный размер с положительным отклонением, для пробки и контрольного калибра - их наибольший предельный размер с отрицательным отклонением.

Размеры калибров определяются по формулам приложения А7 [1].

Æ45 .

1. Калибр - пробка (проходной, непроходной) для отверстия Æ45H 11.

По ГОСТ 25346-89 (прил. Е[1]) определим отклонения отверстия и вычислим предельные размеры отверстия.

По ГОСТ 24853-81 (прил. А6 [1]) определим данные для расчета исполнительных размеров калибра-пробки.

H = 11; z = 22; y = 0; a = 0.

Вычислим исполнительные размеры проходного и непроходного калибров:

; (3.1) ;

; (3.2)

;

(3.3)

;

(3.4)

; (3.5)

Исполнительные размеры калибров:

ПР_исп 45,0275_-0,011 мм.

НЕ_исп 45,215_-0,011 мм

2. Калибр-скоба для вала Æ45d 11.

По ГОСТ 25346-89 (приложение Е, Ж [1]) определим отклонения вала и вычислим предельные размеры вала.

Æ45d11: IT11=160 мкм ; es=-80 мкм ;

=es-IT=-80-160=-240 мкм ;_max =d_N +es=45.0-0.08=44.92 мм,_min = d_N + ei =45.0-0.24=44.76 мм.

По ГОСТ 24853-81 (прил. А6 [1]) определим данные для расчета исполнительных размеров и контроля вала Æ45d 11 и контрольных калибров для контроля рабочих калибров-скоб:

; (3.6)

;

; (3.7)

;

; (3.8)

;

; (3.9)

;

; (3.10)

Исполнительные размеры калибров:

Р - ПР_исп 44,8925 +0,11 мм

НЕ_исп 44,760 +0,011 мм

3. Контркалибры к скобам для вала Æ45d 11

; (3.11)

;

; (3.12)

Исполнительный размер калибра К-ПР 44.89925_-0,0025 мм

(3.13)

(3.14)

Исполнительный размер калибра К-НЕ 44.76125_-0,0025 мм

(3.15)

(3.16)

Особенность соединений с натягом состоит в том, что они еще до приложения рабочих нагрузок преднапряжены силами от натяга на посадочной поверхности, причем в охватывающей детали возникают неблагоприятные для прочности трехосные напряжения растяжения. При сложении предварительных напряжений с рабочими могут возникнуть напряжения, превышающие предел текучести материала, вследствие чего соединение выходит из строя.

Вместе с тем формальный расчет соединений с натягом, основанный на предположении постоянства сечений по длине деталей и игнорирующий граничные условия, не выявляет действительных напряжений. Фактическая несущая способность и прочность соединения сильно зависят от формы охватывающей и охватываемой деталей. Неравномерная жесткость деталей (ступенчатые валы, ступицы с дисками и т. д.) обусловливает неравномерное распределение контактных давлений и напряжений по длине соединения. Резкие скачки напряжений возникают на кромках соединении.

Формальный расчет, даже с большим коэффициентом запаса, не всегда обеспечивает работоспособность соединения, тем более что распределение рабочих напряжений по сечениям детали, а также характер их взаимодействия с предварительными напряжениями в большинстве случаев, особенно в соединениях, подвергающихся циклическому нагружению, неясны. Поэтому независимо от результатов расчета необходимо всемерно усиливать соединения с натягом конструктивными мерами.

Для увеличения несущей способности и прочности соединений с натягом целесообразно следующее:

снижать давление на посадочных поверхностях увеличением длины или диаметра соединения (способ более эффективный);
выбирать натяг в узких пределах, применяя посадки повышенного квалитета;
уменьшать напряжения целесообразным выбором толщины стенок охватывающей и охватываемой деталей (увеличение толщины стенок одной из деталей снижает напряжения в ней, но одновременно увеличивает напряжения в другой детали);
избегать резких изменений сечений соединяемых деталей на участке соединения (и на близких к нему участках) для предотвращения скачков напряжений;
снижать скачки напряжений на кромках соединения путем уменьшения сечений ступицы (и вала) по направлению к торцам;
подвергать посадочные поверхности упрочняющей термообработке (например, закалке с низким отпуском, закалке с нагревом ТВЧ) и упрочняющей обработке пластической деформацией (дробеструйному наклепу, накатыванию валов, раскатыванию или дорнованию отверстий);
применять сборку соединений с нагревом охватывающей детали или с охлаждением охватываемой детали;
применять гальваническое покрытие контактных поверхностей мягкими металлами (Cd, Cu, Zn).

Работоспособность соединений с натягом во многом зависит от правильности сборки. Для облегчения запрессовки вал и отверстие снабжают заходными фасками под углом α = 30—45° (рис. 535, а), а при больших натягах α = 10—15°. Высоту h фаски устанавливают так, чтобы заходный диаметр вала d был на 0,1—0,3 мм меньше диаметра отверстия d₀ (рис. 535, б).

Наиболее целесообразно скруглять торец вала галтелью переменного радиуса (рис. 535, в), хотя изготовление таких галтелей дороже.

Иногда на валу или в отверстии делают заходные цилиндрические пояски с посадкой H7/h6 (рис. 535, г, д). Расположение центрирующего пояска в отверстии требует применения системы вала.

Осевое положение деталей фиксируют запрессовкой их до упора в буртик (рис. 535, е, ж), в ступеньку отверстия (рис. 535, з), заподлицо с отверстием (рис. 535, и). Гладкие детали можно фиксировать в любом положении мерными дистанционными кольцами 1, подкладываемыми под скалку пресса (рис. 535, к).

Важно предотвратить закусывание и перекос соединяемых деталей, затрудняющий процесс запрессовки, а иногда приводящий к непоправимой порче соединения.

Тонкостенные детали типа втулок при запрессовке направляют с помощью центрирующей оправки (рис. 536, а). При запрессовке в сквозные отверстия втулку сажают на свертную оправку с направляющим хвостовиком 1, вводимым в отверстие на посадке H7/h6 (536, б). После запрессовки хвостовик отвертывают.

Детали, соединенные по посадкам с натягом, недопустимо подвергать термообработке, так как при нагреве натяг теряется вследствие потери упругости материала. В точных соединениях необходимо учитывать деформацию деталей при запрессовке (уменьшение внутренних размеров охватываемой детали и увеличение наружных размеров охватывающей). Деформация тем больше, чем больше натяг и меньше толщина деталей.

Найти достоверно изменение размеров расчетом и заранее скорректировать исходную форму детали можно только в сравнительно редких случаях, когда стенки деталей имеют постоянную толщину. Детали с переменной толщиной стенок деформируются неравномерно. Так, при запрессовке тонкостенной подшипниковой втулки в корпус с центральной стенкой (рис. 537, а) втулка принимает корсетную форму. При асимметричном расположении стенки корсет смещается в сторону узла жесткости (рис. 537, б). Дня обеспечения правильной работы подшипника необходимо после запрессовки окончательно обработать внутреннюю поверхность втулки, предусматривая в заготовке соответствующие припуски. Чаще всего втулки развертывают, оставляя под развертку припуск 0,02—0,1 мм на сторону.

При запрессовке деталей в полость вала наружная поверхность вала бочкообразно выпучивается, что требует чистовой обработки вала после запрессовки (рис. 537, в). При напрессовке тонкостенных зубчатых колес на валы (рис. 537, г) необходимо производить чистовую обработку зуба после запрессовки. Если это невозможно по габаритам (длинные валы), следует увеличить толщину обода или применить разборное крепление (на шпонке или шлицах).

Запрессовка не влияет на размеры элементов, расположенных на большом расстоянии от посадочных поверхностей (например, зубья дисковых колес). В таких случаях можно без опасения за точность размеров напрессовывать детали в окончательно обработанном виде. Перекос и торцовое биение дисковых деталей большого диаметра предупреждают увеличением длины посадочного пояса.

Распространенной ошибкой при конструировании нерасчетных (подвергающихся небольшим или неопределенным силам) соединений с натягом является недостаточная длина прессового пояса, а также малая толщина стенок охватывающей или охватываемой детали (рис. 538). Такие соединения быстро выходят из строя в результате сминания посадочных поверхностей и перенапряжения тонких стенок при запрессовке.

Для ориентировочного определения минимальной длины посадочных поясов в соединениях с натягом общего назначения можно пользоваться формулой l_min = ad 2/3 , где l_min длина пояса (за вычетом фасок), мм; d — диаметр соединения, мм; а — коэффициент, равный для охватывающих деталей, выполненных из сталей, а = 4, из чугунов а = 5, из легких сплавов а = 6. На основании этой формулы построен график (рис. 539).

Если соединение подвержено действию высоких изгибающих моментов или поперечных сил, особенно знакопеременных, а также при необходимости точного направления и прочной заделки запрессованной детали (например, колонны станин), длину запрессовки делают значительно большей [l = (1,5—2)d].

Рекомендуется избегать запрессовки в глухие отверстия, которые затрудняют точную обработку и распрессовку.

В конструкциях с посадкой в глухие отверстия необходимо обеспечивать вывод воздуха в процессе запрессовки. Сжатие воздуха при запрессовке, сопровождаемое увеличением его удельного объема вследствие нагрева, может вызвать разрыв охватывающей детали, особенно если она имеет тонкие стенки или выполнена из материала пониженной прочности (например, из легких сплавов). Для выпуска воздуха предусматривают канавки (рис. 540, а) или отверстия (рис. 540, б и в).

Недопустима запрессовка деталей по двум поясам одинакового диаметра (рис. 541, а). При пропуске детали через первый (по ходу запрессовки) пояс возникает перекос, затрудняющий введение конца детали во второй пояс. Кроме того, могут образоваться задиры на поверхности детали и отверстия. В таких соединениях посадочные пояса следует делать разного диаметра (рис. 541, б). Осевые размеры соединения должны быть такими, чтобы деталь вступала сначала во второй пояс на величину m = 2—З мм (рис. 541, в), получая устойчивое направление, и только затем входила в первый пояс.

В конструкции (рис. 541, г) для сокращения точной механической обработки отверстие выполнено с двумя короткими посадочными поясами. Ошибка заключается в одинаковом диаметре посадочных поясов. Кроме того, здесь неизбежна деформация втулки на участках расположения посадочных поясов.

Если важна строгая прямолинейность стенок отверстия, следует предусматривать развертывание втулки после запрессовки или сажать втулку всей длиной или по крайней мере на большей части длины (рис. 541, д и е).

Охватывающим деталям следует придавать достаточную жесткость во избежание деформации под силой запрессовки.

В вильчатой детали (рис. 541, ж) верхняя проушина при запрессовке прогибается, вследствие чего запрессовка в нижнюю проушину становится невозможной. Если по конструктивным условиям нельзя придать проушине достаточную толщину, то для запрессовки следует использовать приспособление, жестко фиксирующее проушину. Наиболее простым способом является введение между проушинами подковообразного сухаря 1. Возможность применения этого способа должна быть предусмотрена в конструкции детали: расстояние между проушинами должно быть задано с точностью, достаточной для применения сухаря, единого для серии данных деталей.

Другое возможное решение — сборка с нагревом охватывающей детали (или охлаждением охватываемой) до температур, при которых на посадочных поясах образуются зазоры.

Охватывающая и охватываемая детали должны обладать по возможности равномерной жесткостью в радиальном направлении. Нежелательны местные ослабления, вырезы и т. п. В конструкции на рис. 541, з запрессовка затруднительна из-за неизбежного увода втулки в сторону выреза. Кроме того, на участке расположения выреза втулка деформируется под действием одностороннего радиального натяга. Положение несколько улучшается, если втулку запрессовать по двум поясам, расположенным на невырезанных участках ступицы (рис. 541, и). Наиболее правильно в данном случае устанавливать втулку по посадке H7/h6 и крепить ее болтами (рис. 541, к).

Запрессовку применяют в случаях, когда охватываемая или охватывающая детали не имеют сквозные вырезы, выходящие на торец (рис. 541, л). Если устранить вырезы нельзя, то единственный выход состоит в применении посадки H7/h6.

В некоторых случаях необходимо выдержать определенное угловое расположение соединяемых деталей (например, запрессовка шпоночного вала в ступицу). Обеспечить совмещение шпонки со шпоночной канавкой можно, если на заходной стороне вала (рис. 542, а) сделать поясок с посадкой H7/h6 или H7/g6, имеющий длину l, превышающую расстояние k шпонки от торца вала. Шпонку сначала заводят в канавку, после чего запрессовывают вал.

Применяют и другой прием: шпонку выпускают из вала на расстояние k, достаточное для фиксации вала по шпоночной канавке перед запрессовкой (рис. 542, б). Лучше всего такие соединения собирать с предварительным нагревом ступицы или охлаждением вала до получения зазора в соединении. Угловая фиксация вала в отверстии в этом случае не вызывает затруднений.

Кулачки с заданным углом расположения граней (рис. 542, в) необходимо запрессовывать через направляющее приспособление с радиальными вырезами под грани, базируемое по центральному отверстию диска. В конструкции должна быть предусмотрена возможность применения такого приспособления.

Конструкция на рис. 542, в ошибочна: цоколь у основания кулачков не позволяет их пропустить через направляющие пазы приспособления.

В конструкции на рис. 542, г ширина m кулачков сделана больше посадочного диаметра d, что обеспечивает уверенное направление кулачков при запрессовке.

Читайте также: