4. Спеціальні види з’єднань.

1. Посадки з натягом для передачі крутного моменту і опору осьовій силі.

Відносна нерухомість спряжень деталі у посадках з натягом досягається за рахунок деформації цих деталей.

Під час запресування деталей отвір розтягується на величину і одночасно стискується вал на величину (рис. 4.1).

Причому існує нижче наведена залежність:

де: величина розтягу отвору (внутрішньої циліндричної поверхні);

величина стискання валу (зовнішньої циліндричної поверхні);

натяг в з’єднанні.

За теорією дослідження Ляме існують такі залежності:

де: питомий тиск;

геометричні коефіцієнти відповідно: отвору; валу;

модулі пружності матеріалу відповідно: отвору; валу.

Приведені в формулах (4.2) і (4.3) геометричні коефіцієнти визначаються за формулами:

де: параметр спряження;

зовнішній діаметр втулки;

внутрішній діаметр валу;

коефіцієнти Пуассона відповідно: матеріалу отвору; матеріалу валу.

Додаючи ліві та праві частини рівнянь (4.2) і (4.3) отримаємо:

З урахуванням формули (4.1) можна записати, що:

Тоді підставивши вираз (4.7) в формулу (4.6) отримаємо:

Скоротивши вираз (4.8) відносно , отримаємо:

Нерухомість з’єднання забезпечується натягом. Натяг, що здатний передати задані навантаження, вважають найменшим.

Найменший натяг визначають за формулою:

де: найменший питомий тиск.

Під час дії осьової сили нерухомість забезпечує сила тертя :

де: коефіцієнт тертя;

довжина стержня.

Тоді умова нерухомості:

або

Найменший тиск визначається:

При дії крутного моменту нерухомість забезпечує момент тертя:

Тоді умова нерухомості:

або

Найменший тиск визначається:

Врахувавши значення руйнування мікронерівностей поверхонь визначають розрахунковий натяг:

де: коефіцієнт, який враховує зминання контактних поверхонь деталей при з’єднанні, різницю температур деталей і температур складання, різницю лінійного розширення металів,

Рис.4.1 Схема створення натягу:

питомий тиск; 1 – вал; 2 – втулка; 3 – стиснуті волокна втулки; 4 – стиснуті волокна валу; діаметр валу до пресування; діаметр валу і отвору після пресування; діаметр отвору до пресування; діаметр отвору полого валу; зовнішній діаметр втулки.

4. 2. Посадки підшипників ковзання.

Підшипники ковзання поширені в техніці. Для забезпечення найбільшої довговічності необхідно, щоб в роботі спрацювання було мінімальним.

Це досягається за рахунок рідинного змащення робочих поверхонь тертя. Найбільше розповсюдження мають гідродинамічні підшипники, в яких мастильний матеріал залучається обертальною цапфою в клиновий зазор, що поступово звужується, і, який створюється між внутрішньою і зовнішньою циліндричними поверхнями (рис. 4.2).

В стані спокою під дією сили тяжіння вал займає крайнє нижнє положення, а при обертанні сили тертя захоплюють мастило у вузьку клиноподібну щілину між валом та отвором, вал піднімається, спираючись на масляний клин, і трохи переміщуються в бік обертання (рис 4.2).

Із робіт присвячених гідродинамічній теорії мащення відомий розрахунок за граничними функціональними зазорами.

Найменший граничний зазор визначається по емпіричній формулі:

де: найменша товщина слою рідини, при якій можлива поява рідинного тертя:

де: шорсткість спряжу вальних поверхонь, відповідно: внутрішньої циліндричної поверхні; зовнішньої;

компенсування на відхилення режиму роботи, температурного вузла та впливу механічних включень;

коефіцієнт запасу надійності.

Найбільший граничний зазор визначається по нижче наведеній формулі:

де: коефіцієнт динамічної в’язкості рідини;

кількість обертів підшипника;

довжина підшипника;

радіальне навантаження на підшипник.

Рис. 4.2. Схема утворення граничних зазорів:

1 – контур отвору; 2 – контур цапфи валу в стані спокою; 3 – контур цапфи при обертанні.

Посадки підшипників кочення в залежності від виду навантаження Таблиця 10

Рис. 4.3. схема розміщення полів допусків при встановленні підшипників кочення:

1 – зовнішнє кільце; 2 – поля допусків отворів корпусу; 3 – поля допусків зовнішнього кільця відповідно 6 і 0 класів точності; 4 – внутрішнє кільце; 5 – поля допусків валу; 6 – поля допусків внутрішнього кільця підшипника відповідно 6 і 0 класів.

Рис. 4.4. Визначення посадок підшипників на складальних (а) кресленнях і кресленнях деталі (б) і (в):

1 – вал; 2 – підшипник кочення; 3 – корпус.