Соединения с натягом

в которых на поверхностях контакта соединяемых деталей после сборки возникают

распределенные по поверхности контакта и нормальные к поверхности контакта силы. Эти силы (т. е. давление на поверхности контакта) появляются вследствие деформаций деталей соединения при сборке и определяются натягом — разностью размеров охватываемой и охватывающей деталей.
При изготовлении деталей соединений с натягом посадочный размер охватываемой детали делают больше, а охватывающей — меньше. После сборки посадочный размер деталей становится общим, при этом посадочный размер охватывающей детали увеличивается, а охватываемой — уменьшается. Детали соединения при сборке деформируются, соединение после сборки становится напряженным.
Передача соединением сдвигающих нагрузок по отношению к поверхности контакта осуществляется за счет сил трения, возникающих на поверхности контакта деталей соединения после сборки.

специальные соединительные детали отсутствуют
и соединения деталей по плоскости с

помощью специальных соединительных деталей: стяжных колец, планок и т. п..

Наиболее широко применяют соединения по цилиндрическим и коническим поверхностям из-за простоты конструкции и технологичности; поэтому в дальнейшем будем рассматривать только эти соединения.

обычно имеют цилиндрические и значительно реже конические поверхности контакта (посадочные).

Соединения с натягом часто применяют для установки на валы и оси зубчатых колес, шкивов, звездочек, колец подшипников качения и др. Соединения с натягом иногда применяют для изготовления составных деталей; примерами составных деталей, получаемых с помощью натяга, являются составные коленчатые валы, составные зубчатые и червячные колеса, колесные центры и бандажи колес железнодорожного подвижного состава. Детали одного соединения могут быть изготовлены из одинаковых или разных материалов.

соединения могут воспринимать значительные силы и моменты, причем нагрузки могут

быть постоянными, переменными, реверсивными, ударными.

Недостатки:

-большое рассеяние прочности (несущей способности) среди одинаковых соединений в связи с рассеянием действительных сопрягаемых размеров деталей в пределах полей допусков и в связи с рассеянием значений коэффициента трения;
-снижение усталостной прочности валов из-за появления конце­трации напряжений;
трудности неразрушающего контроля прочности соединения;
сложность сборки и разборки при больших натягах;
возможность повреждения посадочных поверхностей при разборке.

Достоинства и недостатки

возможность контроля нагрузочной способности путем измерения силы запрессовки. Однако в

этом случае существует опасность повреждения посадочных поверхностей; коэффициент трения (сцепления) понижен из-за сглаживания микронеровностей поверхностей контакта при запрессовке и уменьшении шероховатости посадочных поверхностей.

Нагрев охватывающей детали.
Технологически отработанный и простой способ, обеспечивающий повышение коэффициента трения (сцепления) и нагрузочной способности соединений при сдвигающих нагрузках примерно в 1,5 раза по сравнению с запрессовкой, так как отсутствует срезание микронровностей поверхностей контакта. Этот способ особенно эффективен при больших длинах посадочной поверхности; контроль нагрузочной способности такого соединения затруднен.

Охлаждение охватываемой детали
Преимущественно применяют для установки небольших деталей в массивные, крупные детали (корпуса машин, станины); по свойствам этот способ аналогичен способу «нагрев охватывающей детали».

в валу значительно (в 10... 15 раз) снижает необходимую силу

запрессовки и распрессовки и уменьшает опасность задира посадочных поверхностей. Наиболее эффективен этот способ при больших диаметрах посадки и в соединениях по конической поверхности, однако его применяют только при наличии специального оборудования.
Термомеханические соединения из материалов с памятью формы.
Перспективный тип создания соединений.

поверхностей охватываемой и охватывающей деталей, т. е. для соединений по

цилиндрическим или коническим поверх­ностям натяг есть положительная разность диаметров посадочной поверхности вала и отверстия в ступице.

При расчетах соединений с натягом следует учитывать следующие обстоятельства:

Расчетный натяг N, определяющий давление р на поверхности контакта и несущую способность соедине­ния, будет меньше натяга NИ измеренного до сборки, так как при сборке происходит срез или пластическое обмятие вершин микронеровностей поверхностей контакта; это приводит к увеличению диаметра отверстия в ступице и уменьшению диаметра вала и как следствие — к уменьшению натяга.
В соединениях, подверга­щихся нагреву или охлаждению при работе, происходит изменение начального (холодного) натяга в том случае, если детали изготовлены из материалов с различными коэффициентами линейного расширения или если при работе одна из деталей нагревается больше (меньше) другой.
В быстровращающихся деталях диаметральные размеры охватывающей детали под действием центробежных сил увеличиваются, что приводит к уменьшению натяга.

соединения осевой силой Fa условие несдвигаемости деталей соединения можно записать

в виде:

откуда, вводя запас сцепления s (для учета неточностей расчетной модели и возможного рассеивания величины коэффициента трения f ) получим формулу для расчета потребного давления на поверхностях контакта:

здесь Fa — действующая на соединение осевая сила; f коэффициент трения; d и l диаметр и длина посадочной поверхности соответственно; s — коэффициент запаса сцепления .

соединения вращающим моментом Т условие несдвигаемости деталей:
откуда потребное давление для

передачи вращающего момента Т:

и осевой силы
При одновременном нагружении соединения вращающим моментом Т и

осевой силой Fa расчет условно ведут по равнодействующей силе FΣ, составляющими которой являются окружная сила 2T/d и осевая сила Fa, т. e :

тогда потребное давление

Зависимости получены для расчетной модели с равномерным распределением давления р по поверхности контакта. В действительности давление распределено по поверхности контакта неравномерно. Допущение о равномерности давления не приводит к значительным ошибкам в расчетах при отношениях l/d<0,8...1,0.

по табл.; при вибрационной нагрузке коэффициент трения/следует уменьшить на 30

%.

Необходимо учесть, что коэффициент трения (сцепления) зависит от способа получения соединения. Если при сборке соединения гребешки микронеровностей посадочных поверхн­стей не срезаются, например при сборке тепловой или гидрозапрессовкой, коэффициент трения повышается. Еще больший эффект повышения коэффициента трения достигается осажд­нием в процессе химического никелирования на поверхности вала тонкого слоя из твердых частиц карбида бора или карбида кремния; такой слой повышает коэффициент трения в соединениях с натягом до 0,45...0,7.

соединения изгибающим моментом М согласно приближенной расчетной модели полагают, что

на равномерную эпюру давлений р от посадки накладывается эпюра давлений р1, вызванная моментом М. При этом одна половина изгибающего момента М воспринимается верхней, а другая половина момента — нижней частью соединения. Приближенно максимальное значение давления р1 от момента М определяют по формуле

— множитель, учитывающий серпообразный характер распределения по окружности давления р1 от момента М

— момент сопротивления изгибу осевого прямоугольного сечения d x l.

е. считают, что в любой точке на поверхности контакта после

приложения к соединению момента М должно остаться некоторое давление. Для такой расчетной модели условие работоспособности соединения следующее р>p1.

Согласно этому условию должно быть

или

тогда потребное давление р для восприятия соединением изгибающего момента определяют по выражению:

При одновременном нагружении соединения осевой силой Fa, вращающим моментом Т и изгибающим моментом М по­требным давлением является большее значение из двух, полученных по формулам для Fa+T и М.

напряжений и деформаций толстостенных труб под действием внутреннего и внешнего

давлений. Она получена в предположении, что длина трубы существенно больше ее радиуса, материал трубы однороден, поверхности контакта идеально гладкие. Тогда расчетный (теоретический) натяг N и давление р на стыке деталей связаны зависимостью:

где N — расчетный (теоретический) натяг, мкм; С1 и С2 — коэффициенты:

где d — номинальный посадочный диаметр соединения, мм; d1 — диаметр отверстия в охватываемой детали (вале), мм; d2 — наружный диаметр охватывающей детали (ступицы), мм; р — давление на поверхности контакта деталей соединения, МПа; Е1, Е2 , μ1 , μ2 — соответственно модули упругости и коэффициенты Пуассона материалов охватываемой и охватывающей деталей; индекс 1 для охватываемой детали (вала), индекс 2 для охватывающей детали (ступицы).

таблице.
Для более точных расчетов значения берутся в справочнике.
Если в формулу

Ляме подставить потребное давление р, найденное ранее , то получим минимальный расчетный натяг Nmin, необходимый для обеспечения работоспособности соединения. Измеряемый по вершинам микронеровностей до сборки минимальный натяг NИmin и соответствующий минимальный расчетный натяг Nmin связаны зависимостью

— поправка, учитывающая обмятие (срез) микронеровностей при сборке, мкм; Ut

— учитывает снижение натяга вследствие нагрева или охлаждения деталей соединения во время работы, мкм; Uω — учитывает снижение натяга в быстровращающихся соединениях, мкм.
Поправки определяют по следующим формулам:

Ra1 и Ra2 — среднеарифметическое отклонение профилей, Rz1 и Rz2 — высоты микронеровностей, мкм , посадочных поверхностей вала и ступицы соответственно ;

α1 и α2 — коэффициенты линейного расширения материала вала и ступицы соответственно, 1/°С; t1, t2 и t0 — средние рабочие температуры вала, втулки и окружающей среды соответственно,°С d— посадочный диаметр. мм;

угловая скорость, 1/с; d, d2 и d1 — диаметры, мм

; μ — коэффициент Пуассона; Е— модуль упругости материала охватывающей детали, МПа/
Поправку U учитывают не только для минимального, но и для любых других натягов.

Размеры, проставляемые на чертежах деталей или соединений в миллиметрах, называют номинальными. Измеряемый после изготовления (точения, шлифования и т. п.) действительный размер готовой детали лишь случайно может совпасть точно, с заданным номинальным. Обычно он отличается от номинального и является случайной величиной. Известно, что для правильной сборки и нормальной работы партии идентичных соединений детали этих соединений могут иметь некоторое рассеяние (отклонение, разброс) действительных размеров относительно номинальных. Экономически целесообразные предельные отклонения размеров деталей определены единой системой допусков и посадок, установленной ГОСТ 25347-82 и ГОСТ 25346-82.

называется допуском или полем допуска. Характер сопряжения (посадки) деталей с

цилиндрической посадочной поверхностью зависит от действитель­ных размеров диаметров сопрягаемых поверхностей охватываемой детали — вала и охватывающей детали — ступицы, втулки, т. е. характер посадки определяется сочетанием полей допусков диаметра вала и диаметра отверстия в ступице. Если размер диаметра отверстия ступицы меньше, чем у вала, то после сборки получается соединение с натягом.
Существует две системы образования посадок: система отверстия и система вала. Система отверстия более распространена в машиностроении, так как при ее использовании меньше ассортимент инструментов для точной обработки отверстий в ступицах и расходы на изготовление деталей соединений ниже.
В основе системы отверстия лежит неизменность поля допуска для данного диаметра отверстия от вида посадки, т. е. установленные стандартами предельные отклонения (поле допуска) для данного диаметра отверстия одинаковы для всех посадок. Различные посадки (с зазором, натягом и переходные) при данном номинальном диаметре посадки создаются путем изменения предельных отклонений (поля допуска) размера диаметра вала.

Н. Нижнее отклонение EI размера основного отверстия равно нулю, а

поле допуска TD основного отверстия располагается выше номинального диаметра посадки, причем верхнее отклонение основного отверстия ES равно TD. Величина допуска TD увеличивается с ростом диаметра и квалитета (с ростом квалитета от 0 до 17 снижается степень точности). Для общего машиностроения применяют квалитеты от 5 до 11. Выше поля допуска отверстия располагаются поля допусков Td диаметров валов

При данном номинальном диаметре d каждой стандартной посадке с натягом в системе отверстия (ГОСТ 25346-89 и ГОСТ 25347-89) соответствуют определенные значения минимального NСТmin и максимального NСТmax стандартных натягов.

где ES и es — верхнее отклонение соответственно отверстия и вала;
ei— нижнее отклонение вала.

случайной величиной и имеет рассеивание (распределение), которое в пределах поля

допуска близко к нормальному распределению Гаусса. Натяги также подчиняются распределению Гаусса.

Вероятность появления в производстве валов и отверстий с размерами посадочных поверхностей, близкими к предельным отклонениям, очень мала; еще меньше вероятность сочетания в одном соединении валов и отверстий с предельными размерами. Отбрасывая (отрезая) такие маловероятные сочетания в распределении возможных натягов (отброшенные зоны заштрихованы на рис.) и допуская тем самым определенную вероятность «разрушения» соединений (риск появления больших или меньших натягов), можно увеличить минимальный и снизить максимальный натяг у стандартных посадок; это позволит применить другую посадку с меньшим максимальным натягом NCTmax, что благоприятно для прочности деталей. Полученные таким образом натяги называют вероятностными и обозначают NP.

минимальный и максимальный вероятностные натяги при надежности Р и степени

риска 1-Р;

— средний натяг;

uР — квантиль нормального распределения;

— среднее квадратичное отклонение натяга.

Надежность (вероятность «неразрушения», вероятность безотказной работы) можно оценить при большой партии идентичных соединений как отношение числа «неразрушившихся» соединений, т. е. выдержавших заданную нагрузку, к общему числу испытанных соединений.
Квантиль нормального распределения uP справочная статистическая величина:

системе отверстия при вероятности «неразрушения» Р = 0,9986 (uР =3,0);

обычно для изделий общего машиностроения такая надежность считается достаточной.

гарантией (Р = 1,0 ) если выполнено условие:



Если допускается определенная

степень риска (Р < 1), то при подборе стандартной посадки следует выполнить условие:


Значение NИmin определено ранее.

(на посадочной поверхности) деталей соединения возникает нормальное к поверхности контакта

давление, которое в первом приближении считают равномерно распределенным по поверхности сопряжения. Приближенно детали соединения (валы и насаженные на валы детали) считают толстостенными трубами под действием внешнего и внутреннего давлений, торцы труб свободны от напряжений, поперечные сечения остаются плоскими. При таких допущениях напряжения в деталях соединений с натягом можно определять по формулам Ляме .

Эпюры распределения в поперечном сечении деталей соединения нормальных напряжений окружного σt, и нормальных напряжений радиального σr, направлений согласно решению Ляме имеют вид, показанный на рис.; вдоль оси соединения и по центральному углу напряжения не меняются.

решению Ляме при внутреннем давлении p они равны
При использовании для

изготовления деталей соединения одинаковых материалов обычно более слабым элементом оказывается охватывающая деталь (ступица детали, насаженной на вал). Расчет ее на прочность можно проводить в следующем порядке:
Для стандартной посадки, подобранной по нагрузочной способности, находят NCTmax или NPmax, и, вводя поправку U, находят максимальный расчетный натяг

Используя формулу Ляме, определяют максимальное давление на поверхности контакта при максимальном натяге

максимальных касательных напряжений:
Напряжения σЭКВmах и σt mах не должны (по

возможности) превышать предела текучести σT2 материала охватывающей детали.

Появление пластических деформаций не является во всех случаях недопустимым. Опыт свидетельствует, что надежные соединения с натягом получаются и при наличии небольшой пластической зоны вблизи внутренней поверхности ступицы. Давление на поверхности контакта, соответствующее началу пластических деформаций на внутренней поверхности ступицы, равно

от давления p, можно определить по формуле:
Полученные формулы основаны на

предположении, что давление на поверхности контакта деталей соединения равномерно распределено по этой поверхности. Расчеты методом конечных элементов и эксперименты показывают, что давление в направлении оси соединения распределяются неравномерно. Примерный характер распределения контактных давлений по длине ступицы показан на рисунке. Здесь имеет место концентрация напряжений (давления) у торцов ступицы.

вала при напряжениях в 1,5...3,0 раза ниже предела выносливости гладкого

образца без концентрации напряжения. Для уменьшения концентрации напряжения наиболее часто применяют следующие способы: ограничение относительной длины соединения (l не следует брать более 1,2*d); утолщение подступичной части вала с плавным переходом (рис. а); применение разгружающих выточек на торцах охватывающей детали (рис. б) и др.

pmах — давление, соответствующее максимальному NСТmах или максимальному вероятностному NPmax

натягу выбранной посадки; fП — коэффициент трения при прессовании (при сборке запрессовкой принимают для материалов: сталь-сталь 0,22; сталь-чугун =0,14 ; сталь-бронза или сталь-латунь =0,1). Сила, развиваемая прессом, должна быть больше FП

Температура нагрева, °С, охватывающей детали при тепловой сборке:

необходимый для обеспечения легкости сборки, который принимают равным основному отклонению

вала (Δз =5...25 мкм) ( ГОСТ 25346-89, 25347-89 ): α1, и α2 — температурные коэффициенты линейного расширения охватываемой и охватывающей детали,
Температура нагрева не должна быть выше температуры отпуска, при которой твердость и прочность деталей снижаются или происходят структурные изменения в материале. Охватываемую деталь охлаждают сухим льдом (углекислотой), у которого температура испарения -79 °С, или жидким азотом (воздухом) с температурой испарения -196 °С.
При гидрозапрессовке давление масла должно быть (1,4...1,9)pmах , где рmax — давление в соединениях на сопряга­мых поверхностях при наибольшем вероятностном натяге NPmax для выбранной посадки.