Расчет на прочность соединений с натягом

Расчет на прочность соединений с натягом. Прочность соединений зависит от натяга, который принимают в соответствии с выбранной посадкой. Значение натяга и соответственно посадка соединения с натягом определяются в зависимости от требуемого контактного давления р на посадочной поверхности [c.58]

Расчет на прочность соединений с натягом [c.36]

Расчет соединений с натягом (рис. 3.13). Прочность соединения зависит от значения натяга, который принимают в соответствии с выбранной посадкой. При расчете посадки с натягом в первую очередь определяют значение необходимого давления р на посадочной поверхности в предположении равномерного распределения его [c.275]

При расчетах следует проверять два условия прочности во-первых, давление на поверхности контакта р не должно превышать допускаемые напряжения смятия [а] (см. табл. 7.1) и, во-вторых, должна быть обеспечена прочность деталей соединения (вала и ступицы) при действии распределенного давления р (расчет аналогичен расчету на прочность деталей соединений с натягом, см. гл. 5). [c.158]

Расчет на прочность деталей профильных соединений аналогичен проверке на прочность деталей соединений с натягом (см. гл. 5). [c.186]

Длину / = /р + 6 шпонки со скругленными или / = /р с плоскими торцами выбирают из стандартного ряда (см. разд. 8, табл. 8.9). Длину / ступицы назначают на -10 мм больше длины шпонки. С целью уменьшения неравномерности распределения напряжений по высоте и длине шпонки длину соединения ограничивают l <, Sd. Если по результатам расчета шпоночного соединения получают длину ступицы 1 > , Sd, то вместо шпоночного целесообразнее применить шлицевое соединение или соединение с натягом. Условие прочности по напряжениям среза [c.51]

Содержание расчетной части записки. Расчетная часть записки должна содержать 1) кинематические и энергетические расчеты (определение КПД привода, выбор электродвигателя, определение общего передаточного отношения привода и разбивка его между отдельными передачами и внутри каждой из них, определение частот вращения валов привода, вращающих моментов, и т. п.) 2) расчеты на прочность деталей привода передач (зубчатых, червячных, ременных, цепных и др.), валов, соединений (шпоночных, зубчатых, с натягом, резьбовых, сварных), муфт 3) тепловые расчеты (для редукторов с повышенным тепловыделением) 4) расчеты на долговечность подшипников с учетом режима нагружения. [c.267]

Расчет фланцевой муфты заключается в проверочном расчете на прочность ее болтов и соединения полумуфт с валами — шпоночного или шлицевого или с гарантированным натягом, которые рассмотрены в 21, 23, 28, 31, 32, 36, 37 и 39. [c.424]

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ В СОЕДИНЕНИЯХ С НАТЯГОМ [c.35]

При работе подобных соединений наблюдаются случаи их разрушения. Наиболее часты случаи разрушения соединений зубчатых венцов с центрами колес. Причину этого обычно стремятся найти в некоторых нарушениях технологии изготовления (отступлений от заданной величины допусков, дефектов обработки и т. д.). Между тем следует учитывать то обстоятельство, что обычно применяемые методы расчета соединений с натягом предусматривают такие большие запасы прочности, что неточности изготовления, не выходящие за пределы нормальных условий работы, не могут столь резко отразиться на прочности соединения. [c.76]

Расчеты на прочность деталей каждой сборочной единицы передач (зубчатых, червячных, ременных, цепных), валов, соединений (шлицевых, резьбовых, сварных, с натягом). [c.252]

Для обеспечения неподвижности соединения необходимо применять дополнительные крепежные средства. Натяги в переходных посадках имеют сравнительно небольшую величину и обычно не требуют расчета на прочность, за исключением тонкостенных деталей. Чем больше вероятность получения натягов, тем более прочной является посадка. Поэтому переходные посадки применяют для более точного центрирования деталей при ударных и вибрационных нагрузках, а иногда обходятся без дополнительного крепления. Стандартные поля допусков для переходных посадок находят широкое применение для посадочных поверхностей подшипников качения с посадочными поверхностями валов и корпусов изделия. Переходные посадки в основном используют в относительно точных квалитетах в сопряжениях валов по 4—7-му и отверстий по [c.40]

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 соединения. [c.238]

Болты устанавливают с предварительным натягом, при этом в расчете на нераскрытие стыков задается напряжение 150—180 МПа. Следует иметь в виду, что в радиально-осевых турбинах под влиянием осевой силы фланцы могут разгружаться на 40—50 ЛЛа, однако при работе соединений остается значительная сила трения, которую при расчете фланцевого соединения на прочность не учитывают (оня идет в запас). [c.177]

Болт поставлен без зазора (рис. 209). При этом отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим посадку с небольшим натягом. При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта необязательна. Поэтому стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия по формулам (23.2) и (23.4). Допускаемое напряжение на срез принимают [а] р = 0,4а,,. Допускаемое напряжение на смятие принимают для стали [ст]см = 0,8(7,, и для чугуна [а]ем = (0,4-0,5)а,р. [c.233]

Расчет посадок с гарантированным натягом. Для повышения долговечности и надежности посадок с натягом их необходимо выбирать по расчетному натягу, определенному по воспринимаемой соединением осевой силе или крутящему моменту, или по наибольшему натягу, определенному в соответствии с условиями прочности соединяемых деталей. Часть допуска натяга, идущая на запас прочности при сборке соединения (технологический запас прочности), всегда должна быть меньше запаса прочности соединения при эксплуатации, так как она нужна для случая возможного повышения силы запрессовки, перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения, температуры и других факторов. [c.166]

При расчете прочности соединения натяг бр принято определять по наименьшему табличному натягу посадки бт)п с поправкой и на срезание и сглаживание шероховатостей поверхности при запрессовке (если сборку выполняют нагреванием или охлаждением, и = 0) [c.105]

Учтем эту избыточную связь и в дальнейшем соединение полурам будем рассматривать как вращательную пару пятого класса. Тогда в механизме будет три независимых контура к = р — п, что получается при расчете по структурным формулам, приведенным в таблице на рис. 6.58. Там же дано распределение подвижностей и избыточных связей в контурах. В тележке имеются еще две линейные избыточные связи — это натяги вдоль осей колесных пар. Правда, они не вредны, так как смягчаются упругостью буксовых узлов. Поэтому по избыточным связям тележка неплохая. Однако с прочностью обстоит дело неблагополучно. Это следует из сравнения ее с обычной Н-образной тележкой, в которой моменты, вызываемые горизонтальными, перекашивающими раму силами, воспринимают четыре узла соединения продольных балок с поперечными, а в стокгольмской тележке только два, что очень невыгодно. [c.317]

Коэффициент трения возрастает с увеличением шероховатости поверхностей и снижается с повышением давления (рис. 522), так что иной раз целесообразны меньшие натяги с выгодой для прочности вала и втулки. При сборке с нагревом или охлаждением деталей коэффициент трения в 1,3 —2,5 раза выше, чем при сборке под прессом. Коэффициент трения можно значительно повысить нанесением гальванических покрытий. В зависимости от перечисленных факторов коэффициент трения / = 0,06 0,25, а иногда и выше. Ценность расчета точности состоит в том, что он позволяет определить влияние геометрических параметров и жесткости элементов соединения на несущую способность и прочность, а также наметить рациональные пути упрочнения. При [c.225]

При определении прочности соединения в условиях пластического насыщенного контакта будем исходить из предпосылок, изложенных для расчета силового взаимодействия при упругих и пластических (ненасыщенный контакт) деформациях в зонах фактического касания. Будем считать, что взаимное влияние микронеровиостей на процессы деформирования незначительно и им можно пренебречь Так как на прочность соединения с натягом оказывают существенное влияние процессы, происходящие в момент сдвига, то будем рассматривать соединение, образованное путем тепловой сборки. [c.269]

Для оценки влияния микроконтактных деформаций на прочность соединения с гарантированным натягом производился расчет возможных сближений в зависимости от величин натягов и шероховатостей поверхностей сопрягаемых деталей. Как следует из (64) и (41) гл. 1, в явном виде вычислить сближение в зависимости от величины натяга не удается. Поэтому в расчетах использовался метод последовательных приближений. [c.261]

При расчете прочности соединения расчетный натяг N определяют по минимальному табличному или вероятностному натягу [см. формулу (Q.l)l с поправкой и на срезание и сглаживание шероховатости поверхности при запрессовке (если сборку выполняют нагре-ианием или охлаждением, и=0) [c.86]

Расчет на прочность деталей соединения с натягом (рис. 3.14) основан на предположении, что контактные давления распространяются равномерно по поверх-1ЮСТИ контакта. Взаимная неподвижность деталей цилиндрического соединения обеспечивается соблюдением следующих условий [c.59]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Наиболее распространенная из жестких муфт, разъемных в плоскости, перпендикулярной оси вала, — фланцевая (поперечно-свертная) муфта (рис. 19.2 ГОСТ 20761 — 80), состоящая из двух полумуфт, насаживаемых на концы валов и соединяемых между собой болтами. Болты муфты ставят с зазором (вариант I) и без зазора (вариант II). В первом случае момент пере.дается силами трения, возникающими на стыке полумуфт от затяжки болтов, а во втором — непосредственно болтами, которые работают на срез и смятие. Муфты с болтами, поставленные без зазора, могут передавать большие моменты. Полумуфты изготовляют из стали 40, стального литья 35Л, чугунного литья СЧ21, СЧЗО и др. Так как фланцевая муфта проста по конструкции, может воспринимать большие нагрузки, в том числе и ударного действия, то ее в машиностроении применяют довольно широко для соединения валов диаметром до 250 мм. Для жесткого соединения валов большого диаметра полумуфты выполняют как одно целое с валами или приваркой полумуфт к валам. Расчет фланцевой муфты заключается в проверочном расчете на прочность ее болтов и соединения полумуфт с валами — шпоночного, шлицевого или с натягом, которые рассмотрены в 5.1, 6.5, 7.1, 8.2. [c.324]

Характерными примерами применения прессовых соединений являются колесные центры и бандажи железнодорожного подвижного состава, центры и венцы зубчатых и червячных колес (рис. 2.10, а), крепление на валу вращающихся колец подшипников качения (рис. 2.10, б, где показано условное изображение подшипника качения и обозначена подшипниковая посадка). В середине прошлого века академиком А. К. Годоли-ным была создана теория расчета артиллерийских стволов, составляемых из нескольких толстостенных цилиндров, соединенных с гарантированным натягом, вследствие чего обеспечивалось значительное повышение прочности стволов. [c.28]

Условие отсутствия скольжения в соединении. Определение необходимого натяга. Посадки с нятягом обеспечивают точное центрирование деталей, т. е. совпадение их осей после сборки. Поэтому иногда их применяют только с этой целью. В тех же случаях, когда эти посадки предназначены для передачи осевой силы или крутящего момента с вала на втулку (или наоборот), прочность соединения должна быть проверена расчетом. На рис. 14.2 представлена схема нагружения элемента поверхности распределенными силами трения рп> Ргг. возникающими под действием комбинированного нагружения соединения осевым усилием и моментом Т. В силу осевой симметрии элементарные силы трения распределен по поверхности равномерно и значение рл определяется из очеввд- [c.357]

Расчет посадок с гарантированным натягом. Для повышения долговечности и надежности посадок с натягом их необходимо выбирать не по расчетному натягу Арасч, определенному по воспринимаемой соединением осевой силе или крутящему моменту, а по наибольшему натягу Адоп, определенному исходя из условия прочности соединяемых деталей. Покажем это на примере. [c.362]

Выбор различных посадок для подвижных и неподвижных соединений можно производить на основании предварительных расчетов, экспериментальных исследований или ориентируясь на аналогичные соединения, условия работы которых хорошо известны. Расчеты, связанные с выбором подвижных посадок, например при сопряжении цапф с подшипниками скольжения, осуществляются обычно на основе гидродинамической теории трения и заключаются в установлении необходимого зазора для обеспечения жидкостного трения. В других случаях зазоры могут рассчитываться по условию компенсации отклонений формы и расположения поверхностей для обеспечения беспрепятственной сборки деталей. Возможны также расчёты по условиям обеспечения необходимой точности перемещений деталей или фиксации их взаимного расположения, расчеты зазоров для компенсации температурных деформаций деталей и т. п. Расчеты, связанные с выбором посадок в неподвижных соединениях, сводятся к определению прочности соединения, напряжений и деформаций сопрягаемых деталей, а также к определению усилий запрессовки и распрессовки. В результате тех или иных расчетов необходимо получить допустимые наибольшие и наименьшие значения расчетных зазоров [5rnaxi, [Sm, 1 или расчегных натягов (Л/ шЕкЬ ЛТшт . [c.299]

При одном и том же натяге прочность соединения зависит от материала и размеров деталей, шероховатости Сопрягаемых поверхностей, способа соединения деталей, формы и размеров центрирующих фасок, смазки и скорости запрессовки, условий нагрева или охлаждения и т. д. Ввиду такого многообразия исходных факторов выбор посадки следует производить не только по аналогии с известными соединениями, но и на основе предварительных расчетов натягов и возникающих напряжёний, особенно при применении посадок с относителино большими натягами. Для изделий серийного и массового производства рекомендуется провести предварительную опытную проверку выбранных посадок с натягом. [c.358]

Расчет посадок с натягом приведен в работах [10, 85]. Посадка выбирается по натягу Дадч, рассчитанному по воспринимаемой соединением осевой силе (или крутящему моменту) с учетом поправок и — учитывающей смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей Ui — учитывающей различие рабочей и нормальной температур и коэффициентов линейного расширения материала деталей щ — учитывающей деформацию деталей от действия центробежных сил и х — учитывающей неравномерность давления на контактных поверхностях и другие поправки. Принимая найденный натяг за наименьший, подбирают ближайшую посадку по таблицам ОСТ. Затем проверяют прочность соединяемых деталей при наибольшем табличном натяге. Создающийся при этом методе расчета запас прочности соединяемых деталей в дальнейшем не используется, что и является основным его недостатком. [c.109]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...