Натяг определения

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]

Натяг — Определение 19 Натяжение провода при наматывании допустимое 863 Нейзильбер — Термообработка до формования — Режимы рекомендуемые 784 Непараллельность осей зубчатых колес 48 --плоскостей — Обозначение на чертежах 8 [c.965]

Следует иметь в виду, что величина натяга, определенная по замерам деталей до запрессовки, всегда несколько больше, чем величина действительного натяга. Это объясняется тем, что на поверхности деталей после обработки остаются неровности (гребешки), которые обминаются при запрессовке. При шлифованных деталях разница между действительным и измеренным натягом составляет приблизительно 10—20 мк. [c.221]

Для повышения долговечности и надежности соединений с гарантированным натягом целесообразно применять новый метод расчета посадок, который применим для большинства неподвижных соединений с гарантированным натягом, кроме, например, колец подшипников качения. Посадки необходимо выбирать не по расчетному натягу определенному по воспринимаемой соединением осевой силе или крутящему моменту, а по наибольшему допустимому натягу определенному исходя из условия прочности соединяемых деталей. [c.109]

Натяг — Определение 2 -деталей — Расчет удельного давления 124 [c.836]

Взаимное расположение двух полей допусков соединяемых друг с другом деталей характеризует их посадку, которая может быть подвижной (с зазором), переходной (при частично перекрывающихся полях допусков сопрягаемых деталей могут быть в сопряжениях и зазоры и натяги), неподвижной (с натягом). Определения, относящиеся к допускам и посадкам, приведены в ГОСТ 7713—66. Допуск посадки подсчитывают, зная допуски отверстия и вала [c.199]

Настроечные элементы для режущего инструмента 150 Натяг — Определение 642 Неметаллические материалы 834—838 [c.894]

При выборе посадки по таблицам стандартов по расчетному натягу (определение которого дается ниже) следует также учитывать смятие неровностей и определять посадку по натягу, равному [c.187]

Допуск среднего диаметра является допуском не на приведенный средний диаметр, как это предусмотрено для метрической резьбы со скользящей посадкой, а допуском на собственно средний диаметр резьбы гнезда или шпильки. Поэтому в основу классификации точности резьб с гарантированным натягом положена величина натяга по собственно средним диаметрам резьбы сопрягаемых деталей. Это объясняется тем, что крутящий момент при затяжке соединения в большей степени зависит от натяга по собственно средним диаметрам и в меньшей степени от натяга, определенного по приведенным средним диаметрам резьбы. [c.292]

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

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]

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]

Установлено, что отклонения диаметров отверстий D и валов d подчиняются нормальному закону распределения (закону Гаусса). При этом для определения вероятностных зазоров Sp и натягов Np получены зависимости [c.10]

Так как отрицательные зазоры равны положительным натягам и наоборот, то для определения в переходной посадке тлх [c.49]

При селективной сборке поступающие на сборку детали сортируют по действительным размерам или действительным отклонениям на размерные группы I, II и т. д. (рис. 13.6, б). В пределах допуска, установленного на данный размер (например, 60 мкм), границы групп сортировки (допустим, для группы I—о. .. 30 мкм, для группы II — 30. .. 60 мкм н т. д.) намечают с целью получения наиболее благоприятных действительных размеров сопрягаемых деталей. Например, такие размеры, при которых уменьшатся пределы колебания зазоров или натягов и повысится определенность характера соединения. В связи с этим узлы собирают только из деталей, относящихся к группам одинаковых номеров. Например, шпильки группы 1 ввинчивают в гнезда также группы I. [c.165]

Хорошее соединение обеспечивает затяжка на конус (8). Величину радиального натяга регулируют, затягивая гайку динамометрическим ключом или (способ более точный) выдерживая определенное осевое перемещение ступицы (о с е в о й н а т я г). [c.338]

Расчет соединения включает определение необходимого натяга для обеспечения прочности сцепления и проверку прочности соединяемых деталей. [c.81]

Легкость сборки и разборки соединений с переходными посадками, а также характер этих посадок определяются вероятностью получения в них зазоров и натягов. Рассмотрим методику определения вероятного числа соединений с натягами и зазорами в этих посадках. [c.220]

На прочность соединений с натягом влияют также погрешности формы сопрягаемых поверхностей, уменьшающие площади контакта, поэтому погрешность формы не должна превышать определенной доли допуска на изготовление детали. Соединения с натягом, детали которых испытывают упругую деформацию, допускают разборку и повторную сборку, но при этом из-за смятия неровностей прочность соединений несколько уменьшается. Потери прочности оценивают экспериментально. [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]

По величине номинального натяга, определенной таким образо1л, подбирают соответствующую посадку по ГОСТу. [c.466]

При перегрузках детали соединения не разрушаются, а разъединяются, поэтому создаваемый при таком методе расчета запас [иочности соединяемых деталей является фиктивным это является основным недостатком данного метода расчета. Новый метод расчета. Посадки следует выбирать не по натягу, определенному по воспринимаемой соединением осевой силе или крутящему моменту, а по наибольшему допускаемому натягу, найденному из условия прочности соединяемых деталей, г. е. по формуле (9.28). С учетом найденного ранее значения Рдоп [c.227]

Рис. 9.17. Зависимость Л1кр от натяга, определенного по собственно (кривая 1) и по приведенным (кривая 2) средним диаметрам резьбы (шпильки из стали 38Х.4, корпус — из алюминиевого сплава Ал-4).

Новый. четой расчета. Посадки необходимо выбирать не по натягу, определенному по воспринимаемой соединением осевой силе или крутящему моменту, а по наибольшему допустимому натягу, опре 1сленному исходя из прочности соединяемых детален, т. е. по формуле (8.29). Для данного примера [c.179]

По существующему методу, пользуясь известными зависимостями Ламэ, по воспринимаемой соединением осевой силе Р или крутящему моменту УИкр. определяют величину натяга. После внесения соответствующих поправок по этому натягу определяют ближайшую стандартную посадку. Далее проверяют прочность соединяемых деталей при наибольшем табличном натяге и определяют запас прочности соединяемых деталей. Экспериментальные исследования показали, что при увеличении осевой силы или крутящего момента детали соединения не разрушаются, а разъединяются, поэтому создаваемый при таком методе расчета запас прочности соединяемых деталей является фиктивным, так как он в дальнейшем не используется, что и является основным его недостатком. Для создания запаса работоспособности посадку необходимо выбирать по предлагаемому методу, т. е. по наибольшему допустимому натягу, определенному исходя из прочности соединяемых деталей. [c.96]

По номинальному натягу, определенному таким образом, подбирают соответствующую посадку по ЕСДП СЭВ. [c.226]

При прессовых соединениях прочность соединения деталей достигают созданием натяга определенной величины, полученной расчетом. Натяг зависит от фактических размеров соединяемых деталей. При обработке деталей их размеры проверяют измерительным инструментом, устанавливая его на неровности обработанной поверхности. При запрессовке эти неровности частично сминаются. В результате вал становится меньше, а отверстие, куда он запрессовывается, больше измеренного, и действительный натяр получается меньше расчетного. Прочность соединения снижается. Поэтому для деталей, собираемых запрессовкой, задают низкую шероховатость обработанной поверхности. [c.64]

Примеры конструкций выходных валов редукторов, выполненных по развернутой схеме, показаны на рис. 12.22. Сами валы проектируют с возможно меньшим числом ступеней, обеспечивая осевую фиксацию зубчатых колес на валу посадками с натягом (рис. 12.22, а—в). Определенным недостатком указанных конструкций является необходимость применения при установке колес специальных приспособлений, обеспечивающих то шое осевое положение колес на валу. Поэтому наряду с ними применяют конструкцию вала по рис. 12.22, г, в которой колесо при сборке доводят до упора в з шлечик вала. Во всех вариантах конструкций рис. 12.22 подшипники установлены враспор . Необходимый осевой зазор обеспечивают установкой набора тонких металлических прокладок ] под фланец привертной крышки (рис. 12.22, а, в), а в конструкциях с закладной крышкой — установкой компенсаторного кольца 2 при применении радиального шарикоподшипника (рис. 12.22, б) или н гжимного винта 3 при применении конических роликоподшипников (рис. 12.22, г). [c.207]

Переходные посадки дакзт в сопряжениях как натяги, так и зазоры, причем величины возможных натягов и зазоров при одних и тех же номинальных размерах с уменьшением точности значительно возрастают, и сопряжения утрачивают определенность. [c.379]

Приведенные расчетные форму./ ы для определения натяга, напряжений и упру гих перемещений получены при рассмотрении задачи как плоской, т. е. в предположении, что сопрягаемь11С лета./т имеют одинаковую длину. Ва.лы же все1да длиннее ступиц. Однако и в чтом случае можно обеспечивать равномерное посадочное давление, придав соответствующую ф(1рму контактирующим поверхностям. [c.84]

При определении минимального натяга yV i , обеспечивающего передачу внешней нагрузки и максимального допустимого натяга по условию прочности деталей находят (символ 3) 1) результируюгцую силу F по Fa, Т 2) потребное контактное давление р 3) коэффициенты жесткости деталей С, С2 4) номинальный натяг N [c.87]

Рассмотрим общий случай расчета посадок с натягом, когда соединение состоит из полого вала и втулки (рис. 9.10, а). Разность между диаметром вала и внутренним диаметром втулки до сборки определяет натяг N. При запрессовке деталей происходит растяжение втулки на величину Л/ и одновременно сжатие вала на величину Nil, причем N = N Nrj. Из задачи определения напря-хсепий и перемещений в толстостенных полых цилиндрах (задачи Ламе) известны зависимости N[>fD = p JE , NJD = p IE . [c.222]

Поправка и. Прп определении размеров соединяемых вала и отверстия измерительные наконечники прибора опираются на вершины неровностей их поверхностей. Натяг —D 3 . Следовательно, высота неровностей входит в размеры деталей и натяг (рис. 9.10, б). В процессе запрессовки неровности на контактных поверхностях детален сминаются и в соединении создается меньший натяг, что уменьшает прочность соединения. Смятие неровностей зависит от их высоты, метода и условий сборки соединения (со смазочным материалом или без него), механических свойств материала деталей и других факторов. По результатам исследований Е. Ф. Бе-желуковой, поправку и на смятие неровностей контактных поверхностей необходимо определять по следующим формулам для материалов с различными механическими свойствами [c.224]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...