Натяг наименьший

Так как класс точности подшипника О, то в табл. 9.3 заданным условиям для вала соответствует поле допуска к6, образующее с полем допуска кольца посадку с натягом наименьшим 2 мкм и наибольшим 30 мкм. Отклонение диаметра d принимаем по ГОСТ 520—71 (верхнее О, нижнее—12 мкм, а отклонение вала—по ГОСТ 25347—82 [c.239]

Наибольший натяг Наименьший натяг Допуск в ап а. [c.97]

Плотная посадка применяется при необходимости частых разборок соединяемых деталей. В ней натяги наименьшие и возможность появления зазоров наибольшая. Применяется она при спокойной работе соединений посадка колец шарикоподшипников при статическом нагружении их, как зубчатых колес, длинных толстостенных втулок и т. п. [c.43]

Отклонения от номинальных величин заборов и натягов, Наименьшие натяги и зазоры становятся меньше, [c.251]

Диаметр отверстия у этих посадок меньше диаметра вала, что характеризует посадку, обеспечивающую натяг. Для легкопрессовой посадки наименьший натяг равен нулю [c.117]

Наименьший натяг = 67 мкм, наибольший натяг = 186 мкм. Проверяем прочность соединения. [c.30]

Посадки с натягом характеризуются предельными натягами. Наибольший натяг Л/тах равен абсолютной разности между наименьшим предельным размером отверстия и наименьшим предельным размером вала. Наименьший натяг Н га равен абсолютной разности между наименьшим предельным размером отверстия и наибольшим предельным размером вала. На том основании, что натяг равен отрицательному зазору [см. формулу (4.14)] в формулах (4.15)—(4.18) можно поменять местами вычитаемые и рассматривать натяги как положительные разности предельных размеров [c.48]

Тп. Поэтому в системе вала наименьший натяг, равный разности верхнего отклонения отверстия и допуска вала Л/тш в= ЕЗ — /7 4, окажется больше аналогичного натяга в системе отверстия Л т11 4-Чтобы уравнять наименьшие натяги, достаточно увеличить верхнее отклонение отверстия в системе вала. Для вывода расчетной зависимости приравняем наименьшие натяги Nа = N,глп в, заменим [c.67]

По СТ СЭВ 145—75 этому наименьшему натягу соответствует 060—— [c.45]

Посадки характеризуются предельными зазорами или натягами-наибольшими, наименьшими и средними. [c.376]

Наибольшим Л/б и наименьшим натягами называют два предельных значения, между которыми должен находиться натяг Л б - вАв — нАл = нАв — вАд. [c.376]

Допуском посадки (65, бд ) называют разность между наибольшим н наименьшим зазорами (в посадках с зазором) или наибольшим и наименьшим натягом (в посадках с натягом) 65 = 5с — 5 бд б ---- б/м- [c.376]

После этого подбирают такую стандартную посадку, у которой наименьший натяг Л т1п. [c.395]

Прессовая (ЭПр С нулевой величиной наименьшего натяга Особо прочные за счет большого натяга - [c.170]

Переходная посадка — посадка, при которой возможно получение как зазора, так и натяга. В переходных посадках при наибольшем предельном размере вала и наименьшем предельном размере отверстия получается наибольший натяг, а при наибольшем предельном размере отверстия и наименьшем предельном размере вала — наибольший зазор. [c.284]

В переходных посадках при сочетании наибольшего предельного размера вала и наименьшего предельного размера отверстия всегда получается наибольший натяг, при сочетании наибольшего предельного размера отверстия и наименьшего предельного размера вала — наибольший зазор. [c.220]

На основании формул (9.17), (9.19) и (9.21) наименьший расчетный натяг [c.223]

Существующий метод расчета. По формуле (9.24) определяем наименьший расчетный натяг [c.226]

Наименьший функциональный натяг Nт[п F, при котором обеспечивается прочность соединения, равен 128+ 12 = 140 мкм. [c.226]

Рассмотрим случай определения числа п групп, когда в исходной посадке TD = Td. Для этого случая характерно, что групповой зазор или натяг остаются постоянными при переходе от одной группы к другой (см. рис. 11.8, а). При сборке деталей для повышения долговечности подвижных соединений необходимо создавать наименьший допускаемый зазор, для повышения работоспособности соединений с натягом — наибольший допускаемый натяг (см. гл. 9). Число п групп подсчитывают по следующим формулам [c.263]

В соответствии со значением б.,, по стандарту СТ СЭВ 144—75 выбирают посадку, при этом должно соблюдаться условие б где 6 , n — наименьший натяг выбранной посадки. [c.276]

Глухие посадки Г, Г и Гза характеризуются в массовых партиях значительными наибольшими натягами — наименьшие же натяги у этих посадок (кроме — отрицательны, т. е. представляют вазоры. Разборка узлов при глухих посадках обычно довольно сложна, поэтому они применяются лишь для неразъемных узлов, когда собранные детали не подлежат демонтажу до капитального рел о1та всего агрегата. [c.60]

ПрЗ Пр2 Пр1 Прессоная 3-я Прессоная 2-я Прессовая 1-я + + + + + + + + + с натягом Диаметр отверстия у этих посадок меньше диаметра вала, что характеризует посадку, обеспечивающую натяг. Для легкопрессовой посадки наименьший натяг равен нулю [c.130]

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]

Так как наименьший натяг отрицательный, то в данном случае сочетание наименьшего предельного размера вала с наибольшим предельным размером отверстия дает наибольший зазор 5тах = 19,5 мкм. [c.49]

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]

Подобный эскиз (рис. 2.16) на1Лядно показывает, что сочетание наибольшего нала с наименьшим отверстием дает наибольший натяг а сочетание наибольшего отверстия с наименьшим валом дает наибольший зазор 5 , , которые можно вычислить по формулам (2.9) и (2.11). [c.26]

Плотная ап с наименьшими натягами Шпунтовые С(к диненУ1я досок или концевые соединения рамок различных конструкгцш при двойных шипах [c.171]

В зависимости от взаимного располбжения полей допусков отверстия и вала посадка может быть с зазором (см. рис. 1.1), с натягом или переходной, при которой в1 ЗТйбЖно получение как зазора, так 11 натяга. Схемы полей допз/сков для разных посадок даны на рис. . 2. Зазор S — разность размеров отверстия и вала, если размер отверстия больше размера вала. Зазор обеспечивает возможность относительного перемещения, собранных деталей. Наибольший, наименьший и средний зазоры определяют по формулам [c.9]

Допуск посадки — разность между наибольшим и наименьшим допускаемыми зазорами (допуск зазора TS ъ посадках с зазором) или наибольшим и наименьшим допускаемыми натягами (допуск 1[атяга TN в посадках с натягом) TS = S,nax — -Smm TN = [c.10]

При 01]ределеиии действительных зазоров за действительный размер отверстия целесообразно принимать диаметр вписанного в действительную поверхность цилиндра, т. е. наименьший размер, а для вала — диаметр описанного цилиндра, т. е, наибольший из размеров в разных сечениях детали. Однако для прецизионных машин и приборов следует учитывать характер отклонений формы деталей. Для деталей, образующих посадки с натягом, характер соединения о[феделяется средним из размеров, полученных при измерении детали в нескольких сечениях и в разных направлениях, который и принимается за действительный размер. [c.12]

Часть допуска натяга N3, с. идущая в запас прочности при сборке соединения (технологический запас прочности), всегда должна быть меньше части допуска Л/з. э, обеспечивающей запас прочности соединения при эксплуатации, так как она обусловлена лишь возможным поннженнем прочности материала деталей и повышением усилий запрессовки, возникающими вследствие перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры. Этому требованию лучше других отвечает комбинированная посадка N8/118 (рис. 9.11, в). При замене посадки Vuinl посадкой N8/u8 наименьший табличный натяг от 190 мкм увеличивается до [c.228]

Форма впадины резьбы влияет нл циклическую долговечность болтов [1 ]. Наименьшую циклическую долговечность имеют болты с плоской впадиной профиля, наибольшую —со впадиной, очерченной радиусом R = Я/4 0,216Р (ири закругленной внадине резьбы значительно уменьшается концентрация напряжений). Указанная зависимость подтверждена результатами экспериментальных исследований резьбовых соединений с натягом, изготовленных из титана и жаропрочных материалов [21 ]. Статическая прочность болтов с закругленной впадиной незначительно превышает прочность болтов с плоским срезом впадины (разница обусловлена лишь увеличением диаметра болта). [c.277]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...