ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 06.12.2025
Просмотров: 375
Скачиваний: 0
Рис.3.6.Схема прессового соединения (пример 3)
p |
2 M |
|
2 70 1.3 |
|
210 |
1,91 Па |
d 2 l f |
0,032 2 0,04 0,085 |
1,1 10 5 |
|
Для А |
32 |
0,8 и В |
|
25 |
|
0,78 |
|
значение А и В 4,2 (см. |
||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
40 |
|
|
|
32 |
|
|
|
|
|
|
|||
график на рисунке 3.9.): |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
N ' |
|
1.0 1.9 107 |
0.032 |
4.60 25 |
|
4.2 0.3 |
0.0614 10 2 0.0422 0.0187 |
|
|||||||
min |
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
115 10 |
9 |
|
|
|
210 10 |
9 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
37 10 7 м 37 мкм. |
|
|||||||
Вводим поправку на смятие микронеровностей по |
|
||||||||||||||
формуле (3.13) u 2 K1 Z ZA |
K 2 Z ZB 2 0.2 4.0 0.6 2.0 4 мкм . |
|
|||||||||||||
Значение R Z 5 Ra выбираем по справочнику [3] (т. 1 стр. 525), округляя их до значений, приведенных в ГОСТ-2789-
73 ([3]. стр. 505).
Nm in 37 4.0 41 мкм.
Наибольший натяг определяется максимально допустимыми напряжениями. По формуле (3.12) имеем
pнб 0.58 1 2 [ ] 0,58 1- 0.82 210 106 4.38 107 Па. Подставляя
А
полученные значения p в (3.9.) получаем Nm ax 84 мкм.
3.1.4. Напряженные соединения трубопровода.
Неразъемное соединение трубопроводов выполняются
17
на основе посадок с гарантированным натягом (рис 3.7.). Для тонкостенных деталей h/D<0,2 формула (3.9.)
преобразовывается к виду:
|
dAcp2 |
|
dBcp2 |
|
(3.14.) |
|||
N 0,5 C p |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
h |
|
h |
||||
|
E |
A |
|
E |
|
|
||
|
|
A |
|
B |
B |
|
||
где |
dAcp |
,dB cp |
- срединные диаметры труб в м, |
|
||
|
|
|
||||
|
hA , hB |
- толщины стенок труб в м. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Максимально допустимое давление |
pm ax |
|
в зоне |
|||
|
|
|||||
контакта труб определяется из условия прочности охватываемой детали, прочности и устойчивости охватываемой детали, недопустимости проявления пластических деформаций и т.д.
Расчет по первому критерию (прочность охватываемой детали) без учета давления в трубопроводе выполняется по
формуле : |
|
|
|
|
|
|
P |
|
2 hA |
|
|
|
(3.15.) |
|
A |
|||||
m ax |
|
dN K |
|
|
||
|
|
|
|
|
||
где |
|
- допустимое напряжение в Па |
|
|||
k |
|
- коэффициент запаса прочности |
|
|||
dA , hA |
- внутренний диаметр охватываемой трубы и |
|||||
|
|
толщина стенки в м. |
|
|||
Подставляя |
(3.15.) в (3.14.) получаем |
значение |
||||
максимально допустимого натяга Nm ax.
Минимальный натяг устанавливается в зависимости от осевой силы P , действующей в сопряжении. Ее значение зависит от давления в трубопроводе p и конструктивно – эксплуатационных факторов. Расчет производится по формуле (3.10.) и (3.14.).
18
Пример 4. Рассчитать предельные значения натяга в соединении трубопровода (рис. 3.7.) при следующих исходных данных: номинальный диаметр сопряжения
d N 10,0 мм |
, |
толщина |
труб |
hA |
0,8 мм, hB |
1,2 мм, |
длина |
|
|
|
|
||||
сопряжения |
l 25 мм , |
материал |
- сталь X18H10T, |
||||
EA EB 2 1011 |
Па, 4,0 108 Па, |
коэффициент |
трения |
f 0,1, |
|||
|
|
|
|
|
|||
максимальная осевая сила 800 H.
Решение.По формуле (3.15.) определяем максимальное контактное давление принимая k 1,5 :
|
|
2 h |
|
|
|
|
2 0,8 10 3 |
8 |
|
7 |
|
||
P |
|
|
A |
|
|
|
|
4 10 |
4,3 10 |
|
Па |
||
|
|
A |
|
|
|
|
|||||||
m ax |
|
dN |
K |
|
|
10 |
1,5 10 3 |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Рис. 3.7. Соединение трубопроводов Этому давлению соответствует максимальный натяг (с=1,4):
|
|
|
|
dAcp2 |
|
dBcp2 |
|
|||
N |
|
0,5 C p |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
h |
|
h |
|||||
|
max |
max |
|
E |
A |
|
E |
|
||
|
|
|
|
|
A |
|
B |
B |
||
|
7 |
|
10,82 10 6 |
|
|
|
8,8 10 6 |
|
|
|
7 |
|
||
Nm ax 0,5 1,4 4,3 10 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
316 10 |
|
м |
|
11 |
0,8 10 |
3 |
|
11 |
1,2 10 |
3 |
|
||||||
|
|
|
2 10 |
|
2 |
10 |
|
|
|
|
|
|||
Nm ax 32 мкм
Контактное давление, необходимое для обеспечения неподвижности соединения, определяем по формуле (3.10.):
p |
P |
|
800 1,3 |
|
13.2 106 |
Па |
d l f |
10 10 3 25 10 3 |
|
||||
|
|
0,1 |
|
|||
19
Этому давлению по формуле (3.14.) соответствует наименьший натяг Nm in 9.8 мкм 10 мкм . С учетом поправки
«u»: Nm in N 'm in u
3.1.5. Сопряжения с переходными посадками.
Соединения данного вида применяются обычно в тех случаях, когда необходимо обеспечить как точное центрирование сопрягаемых деталей, так и возможность их сравнительно легкой сборки (разборки). Из последнего условия следует, что величина возможного натяга в соединении должна быть небольшой.
Наибольшее значение натяга Nm ax устанавливается в зависимости от возможной силы Р запрессовки вручную или с помощью простейших приспособлений. Ориентиров дно значение Р принимается равным 1000—5000 Н.
Подставляя принятое значение Р в (3.10.), а затем величину р в (3.9.) получаем максимальное значение натяга.
Наибольшее значение зазора определяется допустимой величиной радиального биения центрируемой детали Например, для сопряжения зубчатого колеса с валом (рис. 3.8 ) можно принять, что биение шестерни при ее работе
равно сумме действительного значения радиального биения |
|||||
самой |
шестерни |
Fr.g |
|
и зазора между ней и валом Sm ax . |
|
|
|
||||
Отсюда |
|
|
|
|
|
|
|
Smax Fr.э Fr.g |
(3.17) |
||
где Fr .Э , |
— допуск на радиальное биение шестерни по |
||||
|
ГОСТ1643 -81, который |
устанавливает |
|||
|
|
|
|
|
20 |