Натяги Расчет

Диски вращающиеся, посаженные на вал с натягом — Расчет 260 [c.543]

Зазоры и натяги — Расчет 486 [c.995]

В связи с пожеланиями читателей, высказанными на читательских конференциях и в письмах, четвертое издание дополнено сведениями по выбору предпочтительных полей допусков, расчету зазоров подвижных сопряжений, расчету натягов неподвижных сопряжений, допускам и посадкам ИСО, резьбам с гарантированным зазором, шлицевым соединениям с треугольным профилем, допускам на мелкомодульные зубчатые и червячные передачи, по точности и взаимозаменяемости деталей из пластмасс, допускам на рабочие размеры матриц и пуансонов зачистных и гибочных штампов и др. Увеличено число примеров по расчету посадок с зазором и с натягом, расчету линейных размерных цепей и др. Большое место уделено выбору номинальных размеров, предпочтительных полей допусков, классов чистоты поверхностей и приведены соответствующие рекомендации, направленные на оптимальное решение этих вопросов. [c.11]

При работе с большими натягами расчет размеров деформирующего элемента проводится следующим образом. [c.497]

Другой способ состоит в применении составных цилиндров, изготовленных из двух или трех труб, насаженных одна на другую с натягом. Расчет таких составных цилиндров изложен в 3. [c.67]

Расчет передач винт—гайка качения предусматривает проверку по условиям статической прочности и долговечности, а также выбор целесообразной величины предварительного натяга. Расчет на статическую прочность сводится к определению наибольшей величины контактного напряжения на основе формулы Беляева—Герца, которую для случая контакта шарик—винтовая канавка записывают в приближенном виде [c.225]

Диски вращающиеся, посаженные на вал с натягом — Расчет 3 — 260 --постоянной толщины — Напряжения 3 — 237 —Расчет 3 — 249 --с ободом и втулкой — Напряжения 3 — 238 [c.415]

Соединения бесшпоночные с гарантированным натягом — Расчет и конструирование 432-434 [c.553]

При отсутствии опыта применения подобной прессовой посадки в других машинах и узлах, проверенных в работе, конструктор определяет допускаемые натяги расчетом. Для этого сначала рассчитывается величина наибольшего натяга, затем подбирается соответствующая прессовая посадка из числа основных или комбинированных и проверяется допустимость наименьшего натяга, при котором соединенные детали не будут смещаться относительно друг друга. [c.61]

Радиально-упорные подшипники, в том числе шариковые, — это разборные узлы, так как дорожка качения одного из колец (чаще наружного) переходит в конический скос и кольцо благодаря этому является съемным. Преимущество такой конструкции подшипника в том, что он не только воспринимает осевую и радиальную нагрузки, но и обеспечивает хорошее центрирование вала в опорах благодаря отсутствию радиального зазора, если съемное кольцо подшипника установлено в опоре без зазора и натяга (расчет шарикоподшипников с предварительным натягом стандартной методикой не предусмотрен). [c.32]

Окончательные размеры выявляются после расчета шпоночного, шлицевого соединения или после подбора посадки с натягом. [c.40]

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]

Длину 1er посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины bj зубчатого венца (/ a 2)- Принятую длину ступицы согласуют с расчетной (см. расчет соединения шлицевого, с натягом или шпоночного, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал) и с диаметром посадочного отверстия d. [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]

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]

По теории расчета толстостенных цилиндров, изучаемой в курсе сопротивления материалов, удельное давление на поверхности контакта связано с натягом зависимостью [c.86]

Расчет прочности и деформаций деталей прессового соединения выполняют по формулам для толстостенных цилиндров. Эпюры напряжений в деталях / и 2 показаны на рис. 7.5, где (Гг — напряжения сжатия в радиальном направлении ац и at2 — напряжения сжатия и растяжения в тангенциальном направлении (осевые напряжения малы, их не учитывают). Давление р при расчете прочности деталей определяют [см. формулу (7.5)1 по максимальному натягу [c.88]

Вероятность минимальных и максимальных отклонений размеров мала. Поэтому в массовом, производстве выгодно применять вероятностные методы расчета, допуская ту или иную вероятность отказа (см. пример 7.1). В индивидуальном и мелкосерийном производстве целесообразно проверять расчет по замеренному натягу. [c.90]

Расчетный метод дает более обоснованные результаты. Однако неисчерпаемое разнообразие соединений препятствует созданию универсального метода расчета посадок. Пока разработаны методы расчета натягов в неподвижных посадках и в соединении подшипников качения с валами, а также для вычисления зазоров в подшипниках скольжения. [c.77]

При расчете посадок с натягом решаются следующие задачи 1) определяется прочность соединения 2) усилие запрессовки [c.40]

Расчет на прочность деталей соединения производят по наибольшему вероятностному натягу выбранной посадки. Этот натяг создает напряжение у соединяемых деталей. Эпюры распределения нормальных напряжений (окружных ст< и радиальных От) в материале сопряженных деталей показаны на (рис. 3.6). [c.43]

В ряде случаев посадки назначают на основе расчетов. Для посадок с гарантированным натягом расчетом устанавливают величину натяга, нужного для передачи сопряжением крутящего момента или усилия, а также споеобность материала дета.тей выдерживать напряжения, создаваемые натягом. Для сопряжений шеек валов с вкладышами опор скольжения расчетом устанавливают величину зазора, необходимого для обеспечения жидкостного режима трения. [c.179]

Качество неподвижных соединений. Для получения прочного неподвижного соединения двух деталей необходимо, чтобы класс шероховатости был достаточно высок, т, е. микронеровности были возможно меньше. При запрессовке гребешки сминаются и диаметры сопрягаемых деталей изменяются у вала диаметр становится меньше предварительно измеренного (по вершинам гребешков), у отверстия—больше. Сила запрессовки и натяг получаются меньше, чем рассчитывалось, так как при расчете исходили из размеров, измеренных по вершинам гребешков. 1 При более чистой поверхности сопрягаемых деталей, когда высота гребешков весьма мала, надежность и качество неподвижной посадки увеличиваются) [c.84]

Нагрузочная способность прессового соединения прежде всего зависит от натяга, значение которого устанавливают в соответстви11 с нагрузкой. Практически расчетный натяг очень невелик, он измеряется м и<рометрами и не может быть выполнен точно. Неизбежные погрешности производства приводят к рассеиванию натяга, а следовательно, и к рассеиванкю нагрузочной способности соединения. Рассеивание натяга регламентируется стандартом допусков и посадок. Изучение допусков и посадок является предметом курса Допуски и технические измерения . В курсе /[етали машин излагается расчет проч ости соединения. [c.85]

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]

Расчеты по наименьшему и наибольшему табличным натягам приводят в большинстве случаев к чрезмерно большим запасам прочности соединения и деталей — формулы (7.6) и (7.8). Так, например, для посадки 0 60И7/и7 (см. рис. 7.10 и пример расчета) наибольший натяг (105 мкм) в два с лишним раза превышает [c.89]

Существенный недостаток прессового соединения — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету широкого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соединения и т. д. К недостаткам соединения относится 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, позболяюш,их совершенствовать расчет, технологию и конструкцию прессового [c.91]

При расчете кулачково-дисковых муфт полагают, что натяг и. зазор посадки выступов в пазы равны пулю. В этом случае деформации и напряжения в различных точках поверхности соприкосновения пропор циопальны расстояниям этих точек до оси муфты (рис. 17.6, в). [c.303]

Пример 5.8. Для посадки 0ЬО1П1к6 определить отклонения отверстия (/7 по специальному правилу, вычислить натяги и построить схему полей допусков, Решение. Выполним только те расчеты, которые не повторяют расчеты в примере 5.7. Для вычисления Е5 по формуле (5.8) находим Л = 1Т7 — /Гб = 30 — 19 == 11 = — 87 + 11 = — 76. Уточняем по формулам (5.4) и (5.5) [c.68]

При расчете неподвижных посадок подбиранзт посадку с натягом из условий при наименьшем натяге соединение должно передавать действующие нагрузки, а при наибольшем натяге — в материале соединяемых деталей не должны возникать остаточные деформации. При расчете подшипников скольжения зазор между цапфой и вкладышем подшипника определяют из расчета, основанного на гидродинамической теории смазки. Зазор в опоре должен обеспечивать полное разделение маслом трущихся поверхностей при заданном режиме работы опоры. По расчетному значению зазора подбирают стандартную посадку. [c.77]

Расчеты зазоров, натягов и допусков этих посадок, а также построение схем полей допусков в масштабе вьшолнены в примерах 2.5... 2.7 и на рис. 2.14,6 2.15.6 и 2.17,6. [c.51]

На практике распределение действительных размеров деталей по полю допуска таково, что предельные размеры, а тем более предельные сочетания размеров встречаются очень редко. Поэтому можно вместо минимального и максимального натягов бтш и Smax при расчетах принимать вероятностные минимальные и максимальные натяги бпер ш1п и бвер max при задзином проценте риска [35]. [c.44]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...