Соединения с натягом

Составные соединенные с натягом цилиндры [c.21]

Длину посадочного отверстия колеса желательно принимать равной ширине зубчатого венца — Длину ступицы согласуют также с расчетом соединения (шпоночного, шлицевого или соединения с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал, и с диаметром посадочного отверстия 11 [c.64]

Длину ступицы обычно делают больше длины шпонки на 6...10 мм. Если но результатам расчета шпоночного соединения длина ступицы получается 1,5г/, го шпоночное соединение следует заменить шлицевым или соединением с натягом. 1 ис 5.1 [c.91]

Для удобства сборки узла, где. это возможно, избегают соединения с натягом, а большие, тяжелые детали сопрягают по конической поверхности. [c.33]

Соединения с натягом. В последнее время для передачи момента с колеса на вал все чаще применяют соединения с натягом. [c.58]

Для предотвращения контактной коррозии или для уменьшения ее влияния в соединениях с натягом следует предусматривать определенный запас сцепления К, который принимают [c.60]

При передаче вращающего момента соединением с натягом колесо устанавливается на гладком валу (рис. 6.7, а), осевая фиксация в этом случае обеспечивается силами трения. [c.64]

Дзя удобства сборки, где это возможно (например, на концах валов), не применяют цилиндрические соединения с натягом, а большие и тяжелые детали сопрягают по коническим поверхностям. [c.51]

Диаметр Jer назначают в зависимости от материала ступицы для стали der =(l,5...1,55)iA чугуна der = (1,55...1,6)i/ легких сплавов der = , b..., l)d. меньшие значения для шлицевого соединения колеса с валом, большие — для шпоночного и соединения с натягом. [c.63]

Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение концы скругленные (рис. 6.1, а) или плоские (рис. 6.1, б). Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры А и А берут из табл. 24.29 и определяют расчетную длину 1р шпонки. Длину 1= 1р + Ь шпонки со скругленными или / = /р с плоскими торцами выбирают из стандартного ряда (табл. 24.29). Длину ступицы назначают на 8... 10 мм больше длины шпонки. Если по результатам расчета шпоночного соединения получают длину ступицы а 1,5Д то вместо шпоночного целесообразнее применить шлицевое соединение или соединение с натягом. [c.77]

Очень часто для определения осевого положения колеса на валу изготовляют заплечик. Это упрощает установку колеса на вал — при сборке колесо доводят до упора в торец заплечика. При коротких < 0,7) ступицах торец заплечика определяет не только положение колеса, но и точность его расположения относительно вала. Поэтому и требования к точности изготовления заплечика в этом случае значительно выше. При передаче вращающего момента соединением с натягом и короткой ступице наличие упорного заплечика на валу желательно (рис. 6.7, б). [c.85]

Вращающий момент передают с колеса на вал шпоночным соединением (рис. 12.21, а) или соединением с натягом (рис. 12.21, б). С целью уменьшения прогиба [c.205]

Если дно имеет фланец, то соединение с валом может быть болтовым (рис. 15.3, а), штифтовым, шлицевым, шпоночным или соединением с натягом. Чаще всего выполняют шлицевое соединение, которое позволяет иметь сравнительно небольшой размер (рис. 15.3, з). [c.238]

Соединение генератора с валом. Применяют глухое и подвижное соединение генератора с валом. В кулачковом генераторе при глухом соединении кулачок устанавливают на вал обычным способом. Передачу вращающего момента при этом осуществляют шпоночным или шлицевым соединением или соединением с натягом. Глухое соединение можно применять при полной соосности оси жест- [c.242]

Использование вероятностных методов расчета. Основы теории вероятности изучают в специальных разделах математики. В курсе деталей машин вероятностные расчеты используют в двух видах принимают табличные значения физических величин, подсчитанные с заданной вероятностью (к таким величинам относятся, например, механические характеристики материалов ст , o i, твердость Ни др., ресурс наработки подшипников качения и пр.) учитывают заданную вероятность отклонения линейных размеров при определении расчетных значений зазоров и натягов, например в расчетах соединений с натягом и зазоров в подшипниках скольжения при режиме жидкостного трения. [c.10]

На рис. 0.1 представлено графическое изображение параметров формулы (0.1) для соединения с натягом. Здесь f(D) и f d) плотности [c.11]

Неразъемные соединения не позволяют разъединять детали без их повреждения. Применение неразъемных соединений обусловлено п основном технологическими и экономическими требованиями. К этой группе соединений относятся заклепочные, сварные и соединения с натягом (прессовые) . [c.15]

Механизмы всех машин и приборов состоят из взаимно соединяемых деталей и узлов. Характер соединений должен обеспечивать точность положения или перемещения деталей и узлов, надежность эксплуатации, простоту ремонта машин и приборов, поэтому соединения бывают различных конструкций и к их характеру предъявляются различные требования. В одних случаях необходимо получить подвижное соединение с зазором (соединение оси 7 с корпусом 12 на рис. 3.1) в других — неподвижное соединение с натягом (соединение той же оси с рычагом 5). [c.46]

Для образования натяга до сборки диаметр вала обязательно должен быть больше диаметра отверстия, а в собранном состоянии диаметры обеих деталей в зоне сопряжения уравниваются. Это означает, что сборка осуществляется благодаря упругим деформациям материала, и детали соединяются неподвижно. Способы сборки деталей, условия работы, методы проектирования соединений с натягом рассматриваются в курсах технической механики и деталей машин. [c.48]

Для соединений с натягом применяют метрические резьбы по СТ СЗВ 182—75 (см. табл. 13.1), а допуски установлены ГОСТ 4608—65. Особенности профилей тугих резьб, а также расположение полей допусков для них показаны на рис. 13.6, аГ [c.164]

Надежность соединений с натягом зависит также от точности шага, угла профиля и формы резьбовых дета,лей, поэтому в ГОСТ 4608—65 установлены допускаемые отклонения отдельно от шага и угла профиля и введены ограничения на отклонения от цилиндричности резьб по среднему диаметру. [c.166]

Обозначения соединений с натягом. На чертежах резьбового соединения указывают поля допусков посадки М14 х 1,5 ЛоТ,,, на [c.166]

Соединения с натягом в последнее время все чаще применяют для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рис. 6.5. Действующие со стороны колеса на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение напряжений. В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения вал — ступица нагружены, кроме того, изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызьшает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал — ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стьжа, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия нераскрытия стыка. [c.81]

В соосных цилиндрических редукторах с внешним зацеплением выходной вал можно выполнять так, как показано на рис. 12.23. Вращающий момент передают с зубчатого колеса на вал соединением с натягом. Колесо располагают на валу симметрично относительно опор. Подпшпники устанавливают враспор . Осевой зазор обеспечивают тонкими металлическими прокладками 1, подкладываемыми под фланцы привертных крыщек на входном и выходном валах редуктора (рис. 12.23, а), так как при конструктивном оформлении промежуточной опоры по рис. 7.51, в эти валы образуют общую систему. В случае применения закладных [c.208]

Редукторы с шевронными зубчатыми колесами. Примеры конструкций выходных валов одноступенчатых редукторов с шевронными зубчатыми колесами показаны на рис. 12.25. Вращающий момент передают с зубчатого колеса на вал соединением с натягом. Валы фиксируют относительно корпуса установкой подшипников враспор . Осевой зазор в конических роликоподшипниках регулируют с помощью тонких металлических прокладок 1, устанавливаемых под фланцы привертных крьппек (рис. 12.25, а). Осевой зазор по рис. 12.25, б устанавливают подшлифовкой компенсаторного кольца 2. [c.209]

На рис. 15.12 представлена типовая конструкция из стандартного ряда волновых редукторов общего назначения —редуктор Вз-160 (разработка ВНИИредук-тора и МВТУ им. Н.Э. Баумана). Отличительные особенности конструкции двухопорный вал генератора соединение кулачкового генератора с валом с помощью шарнирной муфты (рис. 15.10, б) сварное соединение цилиндра гибкого колеса с дном шлицевое соединение гибкого колеса с валом соединение с натягом жесткого колеса с корпусом цилиндрическая форма внутренней полости корпуса без внутренних углублений и карманов, упрощающая отливку и очистку после литья и механической обработки. Другие рекомендации по проектированию корпусных деталей и крьииек приведены в гл. 17. [c.244]

Резьбовые соединения с натягами. Для создания натяга размеры сопрягаемых поверхностей наружной резьбы до свинчивания должны быть больше соответствующих размеров внутренней резьбы. Подобные соединения наиболее широко применяют для свинчивания шпилек с гнездами в корпусных деталях, поэтому для соединений с натягами применяют термины шпилька и гнездо вместо болт и гайка. Посадки с натягом должны обеспечивать неподвижность собранных соединений, исключзЕощую самоотвиичнвание шпилек и во змо жность вывинчивания их из гнезда под действием моментов, возникающих на втором конце шпилек при отвинчивании гаек. Натяги создаются только по боковым сторонам профиля, т. е. по средним диаметрам сопрягаемых резьб, а по наружным и внутренним диаметрам предусмотрены зазоры. [c.164]

Детали машин, курсовое проектирование (1990) -- [ c.94 ]

Прикладная механика (1985) -- [ c.492 ]

Детали машин (2003) -- [ c.104 ]

Детали машин Издание 4 (1986) -- [ c.57 , c.62 ]

Детали машин Издание 3 (1974) -- [ c.91 ]

Машиностроение Энциклопедический справочник Раздел 3 Том 5 (1947) -- [ c.248 ]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...