Натяг действительный осевой

Откуда в общем виде зависимость величин действительных осевых зазоров (натягов) от погрешностей основных параметров сопрягаемых резьб может быть представлена формулами [c.187]

Характер сопряжения (посадки) двух соосных цилиндрических деталей (охватываемой — вала и охватывающей — отверстия) зависит от их действительных размеров, т. е. посадка образуется сочетанием полей допусков вала и отверстия. Если диаметр отверстия больше диаметра вала, то в соединении между ними будет зазор (положительная разность диаметров), обеспечивающий свободное осевое и окружное перемещение одной детали относительно другой. Если размер отверстия меньше размера вала (отрицательная разность размеров), то в соединении образуется натяг. [c.280]

При увеличении осевого зазора способность однорядного радиального подшипника к восприятию осевых нагрузок увеличивается вследствие возникновения углового контакта шариков с жёлобом (угол контакта доходит до 12°). Определение осевого зазора в радиальном шарикоподшипнике не даёт возможности с достаточной точностью судить о его радиальном зазоре. Действительно, при. развале" жёлоба подшипник может иметь очень небольшой (и даже отрицательный) радиальный зазор и в то же время показывать большой осевой зазор. Следовательно, для более точной оценки качества сборки подшипника необходимо наряду с определением осевого зазора измерять также и радиальный. В узлах, где необходима жёсткость опор, вместо зазора необходим определяемый расчётным путем предварительный натяг. Предельные значения радиальных и осевых зазоров однорядных радиальных подшипников приведены в табл. 64. [c.586]

Прочность прессовых соединений определяется силами сцепления, развивающимися на контактной поверхности, и тем она больше, чем больше величина действительного натяга. В зависимости от условий нагружения действительный минимальный натяг должен обеспечить прочность прессового соединения при передаче крутящего момента или осевого усилия или совместного их действия. [c.480]

Полка, фланец и арматура манжеты. Осевой размер полки и натяг по наружному диаметру = 2 (7 — выбирают из условия отсутствия проворота манжеты в корпусе под действием момента трения на валу. Опыты показывают, что для обеспечения герметичности между манжетой и корпусом при перепаде давления до 15 кгс/см и натяге р = 0,2- 0,3 мм достаточно иметь размер = 2,5-ь 3,0 мм, причем герметичность сохраняется и после длительного хранения или ускоренного теплового старения манжеты. В действительности размер в зависимости от ожидаемого момента трения и свойств резины выполняется в пределах 5—12 мм и более, причем больший размер полки соответствует большему диаметру вала. [c.64]

Прессовая посадка считается годной, если при наименьшем действительном натяге гарантируется относительная неподвижность деталей соединения (передается заданный крутящий момент или осевое усилие), а при наибольшем натяге сохраняется прочность соединяемых деталей, особенно при их запрессовке. [c.191]

Прочность прессовых сопряжений зависит от величины натяга, материала соединяемых деталей, метода осуществления прессовых посадок, толщины стенок и длины охватывающей детали, величины шероховатости, волнистости и погрешностей формы деталей, наличия смазки при запрессовке, коэффициента трения и т. д. Указанные и другие факторы, влияющие на прочность прессовых сопряжений, трудно нормализовать. Поэтому стандарты на прессовые посадки являются рекомендуемыми. В каждом конкретном случае перед массовым применением той или иной прессовой посадки ее рекомендуется рассчитывать и проверять прочность сопряжения экспериментально. Прессовая посадка считается годной, если при наименьшем действительном натяге гарантируется неподвижность соединения, а при наибольшем натяге — прочность соединяемых деталей. При этих условиях соединение будет передавать заданные крутящие моменты и осевые усилия, а детали будут выдерживать без разрушения напряжения, вызванные натягом. [c.60]

Осевые нагрузки, рассчитанные по соотношениям (см. с. 46), действительны в случае установок подшипников без предварительного натяга. Если F i и Fan, Fri и Frii мало отличаются друг от друга, лучше устанавливать в опорах I и II одинаковые радиально-упорные подшипники. Если при установке фиксированных сдвоенных радиально-упорных подшипников вторая опора на этом валу плавающая , то при длинных валах (/ Юс вал) можно считать радиальную нагрузку приложенной в средней плоскости сдвоенных подшипников. При расчете опорных реакций коротких валов (/<10йвал) необходимо учитывать смещение точки приложения радиальной нагрузки от воздействия на один из подшипников осевой нагрузки. [c.57]

Путем применения определенной системы посадок и монтажа можно не только строго ограничить зазор, но и создать определенный предварительный натяг, а тем самым — необходимую гарантию от разбалтывания. Слишком тесная посадка (с небольшим натягом) может вызвать в подшипнике большую предварительную нагрузку, что небезопасно, особенно при большом числе оборотов. С другой стороны, слишком свободная посадка приводит к снижению жесткости опоры и точности работы подшипника. С увеличение.м предварительного натяга жесткость опоры возрастает, и уменьшается опасность вибраций. Однако грузоподъемность подшипника возрастает при увеличении предварительного натяга лишь до известного предела, после чего быстро снижается. В подшипниках некоторых типов точная регулировка — ограничение зазора или натяга в подшипнике — обеспечивается конической формой отверстия. Некоторыми фирмами подшипники поставляются с гарантированным зазором нормальным (не обозначается), пониженным или повышенным. Величина этих зазоров обычно задается нормами. Чаще всего, учитывая вoз южнo ть посадки при монтаже, применяют подшипники с повышенным зазором (в однорядных радиальных шарикоподшипниках они обеспечивают также повышенную осевую грузоподъемность). Чем теснее посадка колец, тем большим назначается зазор в подшипнике. Действительная величина зазора в нена-груженном подшипнике после сборки зависит от натяга, с которым запрессовываются кольца. У внутренних колец зазоры уменьшаются на 65—80% величины натяга, у наружных — на 10—20%. Зазор в подшипнике зависит также от температуры, которая у внутреннего кольца обычно на 10—15% выше, чем у наружного. Чем больше зазор в подшипнике, тем больше максимальная сила, действующая на тела качения, что приводит к уменьшению грузоподъемности и долговечности подшипника. При нулевом зазоре нагружена примерно половина тел качения. [c.260]

Понятия о действительном и предельном размерах требуют дополнительных разъяснений, которые учитывали бы неизбежные отклонения формы реальных поверхностей. Отклонения формы приводят к тому, что действительный размер (который определяется как расстояние между диаметрально противоположными точками поверхности в нормальном сечении, проверяемое двухконтактным средством измерения) в различных сечениях и точках поверхности одной и той же детали может быть неодинаков. Таким образом, реальный элемент детали характеризуется не одним, а совокупностью действительных размеров. Предельными размерами должны быть ограничены все действительные размеры рассматриваемого элемента. Для сопрягаемых элементов и этого условия недостаточно, поскольку могут быть такие отклонения формы (например, изогнутость, — см. п. 2.2), при которых ни один из действительных размеров не характеризует возможностей соединения с сопрягаемой деталью и получающихся в соединении зазоров или натягов. Например, изогнутый валик, показанный на рис. 1.5, нельзя свободно ввести в отверстие правильной формы с таким же диаметром (1)д = d . Сборка без усилия с сохранением возможности взаимного перемещения вала и отверстия в данном случае может быть при условии, что Од д, где — диаметр описанного вокруг вала цилиндра с длиной L, равной осевой длине соединения. Этот цилиндр имитирует сопрягаемую деталь — отверстие правильной формы, находящееся в плотном соединении (с нулевым зазором и натягом) с данным валом. Поэтому применительно к цилиндрическим сопрягаемым отверстиям и валам предельные размеры должны истолковываться следующим образом. Для отверстий диаметр наибольшего правильного воображаемого цилиндра, который может быть вписан в отверстие так, чтобы плотно контактировать с наиболее выступающими точками его поверхности, не должен быть меньше, чем проходной предел размера (jDmin). а наибольший действительный диаметр отверстия в любой точке не должен быть больше, чем непроходной предел размера (Ошах)- Для валов диаметр наименьшего правильного воображаемого цилиндра, который может быть описан вокруг вала так, чтобы плотно контактировать с наиболее выступающими точками его поверхности, не должен быть больше, чем проходной предел размера (dmax). а наименьший действительный диаметр вала в любой точке не должен быть меньше, чем непроходной предел размера ( щщ)- Такое истолкование предельных размеров, известное как принцип подобия, или правило Тейлора, позволяет ограничить пределами допуска размера любые отклонения формы сопрягаемых поверхностей и положено в основу проектирования предельных калибров (см. п. 1.3). [c.14]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...