Лабораторна робота 6

Визначення основних параметрів нерознімного з’єднання

Мета роботи: ознайомлення з основними параметрами та методикою вибору посадок з натягом; за заданими параметрами з’єднання з натягом визначити тип та параметри запресовування посадки.

6.1 Теоретичні відомості

У сучасному машинобудуванні для передачі обертового моменту між колесом та валом все частіше використовуються з’єднання з натягом.

При посадках з натягом утворюються навантаження, які розподіляються по поверхні з’єднання за схемою, що зображена на рисунку 6.1.

Рисунок 6.1 - Схема розподілу навантажень посадки з натягом

Окружні та радіальні зусилля, що діють з боку колеса на вал, викликають перерозподіл навантажень (рисунок 6.2).

Рисунок 6.2 - Схема розподілу окружних та радіальних зусиль

у з’єднанні з натягом

У циліндричних косозубих, конічних зубчастих, черв’ячних передачах та у деяких вузлах ПТМ (наприклад, вузол барабана) вали (вісі) навантажені, крім того, згинаючими моментами від навантажень, що діють на ступицю (за радіусом колеса). Такі моменти викликають перерозподіл навантажень за схемою, яка зображена на рисунку 6.3.

Рисунок 6.3 - Схема перерозподілу навантажень у з’єднанні

з натягом від радіальних зусиль

Вали обертаються відносно діючих на них навантажень, наслідком чого є циклічна зміна напружень в кожній точці поверхні контакту за кожним обертом вала. При певних умовах напруги можуть дорівнювати нулю, внаслідок чого відбувається так зване „розкриття стику”.

Циклічний характер зміни навантажень викликає явища утоми поверхневого шару матеріалу з’єднаних деталей, мікроковзання робочих поверхонь, що викликає їх зношування та контактну корозію. У такому випадку натяг в з’єднанні прогресивно зменшується, та у певний момент відбувається провернення колеса відносно вала.

Для запобігання або зменшення контактної корозії треба передбачити необхідний запас зчеплення К (таблиця 6.1).

Таблиця 6.1 - Значення коефіцієнту запасу зчеплення К

6.2 Послідовність вибору посадки з натягом

Вихідні дані для розрахунку посадки з натягом:

1 Обертовий момент М, кН∙ м;

2 Геометричні розміри з’єднання

- d - діаметр з’єднання, мм;

- d₁ - діаметр отвору порожнистого валу, мм;

якщо вал суцільний, то d₁ = 0;

- d₂ - зовнішній діаметр втулки (ступиці), мм;

- l - довжина з’єднання, мм.

3 Матеріали з’єднаних деталей та шорсткість поверхні.

Вибір посадки з натягом проводиться в наступній послідовності.

1 Розрахунок середнього контактного тиску, Па.

, (6.1)

де К коефіцієнт запасу зчеплення (див. таблицю 6.1);

f - коефіцієнт тертя (див. таблицю 6.2).

Таблиця 6.2 - Значення коефіцієнту тертя f для різних матеріалів

2 Визначення деформації деталей.

, (6.2)

де С₁, С₂ - пуассонові константи матеріалів охоплювальної та охоплюючої деталей,

, ;

Е₁, Е₂ - модулі пружності матеріалів охоплювальної та охоплюючої деталей (див. таблицю 6.3), Па;

μ - константи для матеріалів охоплювальної та охоплюючої деталей (див. таблицю 6.4).

Таблиця 6.3 - Значення модулів пружності Е для матеріалів

Таблиця 6.4 - Значення коефіцієнту μ для матеріалів

3 Розрахунок поправки на зминання мікронерівностей.

, (6.3)

де R_a1, R_a2 - середні арифметичні відхилення профілю поверхонь (шорсткість поверхні), мкм.

Значення R_a беруть згідно з робочими кресленнями деталей або за таблицею 6.5.

Таблиця 6.5 - Значення шорсткості поверхні R_a, мкм

4 Визначення поправки на температурну деформацію.

При виборі посадки треба враховувати, що при роботі механізму можливе нагрівання його елементів до досить високих температур, що зменшує натяг у з’єднанні.

Поправка на температурну деформацію

, (6.4)

де t₁, t₂ - середня об’ємна температура охоплювальної та охоплюючої деталей, град;

α - температурний коефіцієнт (див. таблицю 6.6).

Таблиця 6.6 - Значення температурного коефіцієнта для матеріалів

5 Розрахунок мінімального натягу, що потрібен для гарантованої передачі обертового моменту.

. (6.5)

6 Розрахунок максимального натягу, який допускається міцністю охоплюючої деталі (колеса, ступиці, та ін).

, (6.6)

де - максимальна деформація, що допускається міцністю охоплюючої деталі, мкм,

,

де - максимальний тиск, що допускається міцністю охоплюючої деталі, Па,

,

де σ _Т2 - межа течкості матеріалу охоплюючої деталі, Па.

7 Вибір посадки з натягом.

Згідно з довідковими таблицями [12] за значеннями та вибирають одну із посадок, що задовольняє умовам (6.5) та (6.6).

Мінімальний та максимальний натяги у з’єднанні

, (6.7)

, (6.8)

де d_max - максимальний діаметр вала, мм;

d_min - мінімальний діаметр вала, мм;

D_max - максимальний діаметр отвору, мм;

D_min - мінімальний діаметр отвору, мм;

es - верхнє відхилення розміру для вала, мкм;

ei - нижнє відхилення розміру для вала, мкм

ES - верхнє відхилення розміру для отвору, мкм

EI - нижнє відхилення розміру для отвору, мкм

8 Для обраної посадки з натягом розраховується зусилля запресовування або температура нагріву (охолодження) деталі.

Зусилля запресовування

, (6.9)

де p_max - тиск від натягу N_max обраної посадки,

;

f_З - коефіцієнт тертя при запресовуванні (див. таблицю 6.7).

Таблиця 6.7 - Значення коефіцієнту тертя f_З при запресовуванні

Температура нагріву охоплюючої деталі (ступиці)

, (6.10)

де α - коефіцієнт лінійного розширення матеріалу, для сталей α = 12∙ 10^-6;

Z_зб - збірний зазор (див. таблицю 6.8), мкм.

Таблиця 6.8 - Значення збірного зазору Z_зб в залежності від

діаметрів з’єднання

Температуру нагріву треба підбирати так, щоб це не викликало структурних змін в матеріалах деталей, тобто не перевищувало припустимого значення [ t ].

Для сталей [ t ] = 230...240° С, для бронзи [ t ] = 150...200° С.

Температура охолодження охоплюємої деталі (вала)

. (6.11)