搜索
1.配合面间所需的径向压力p 过盈联接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷不同而异的。1）传递轴向力F 当联接传递轴向力F时（图7-20），应保证联接在此载荷作用下，不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时，在外载荷F的作用下，配合面上所能产生的轴向摩擦阻力F，应大于或等于外载荷F。 图: 变轴向力的过盈联接 图: 受转矩的过盈联接设配合的公称直径为人配合面间的摩擦系数为人配合长度为l，则Ff=πdlpf因需保证Ff≥F，故 [7-8] 2）传递转矩T当联接传递转矩T时，则应保证在此转矩作用下不产生周向滑移。亦即当径向压力为P时，在转矩T的作用下，配合面间所能产生的摩擦阻力矩Mf应大于或等于转矩T。 设配合面上的摩擦系数为f①，配合尺寸同前，则Mf=πdlpf·d/2因需保证Mf≥T．故得 [7-9]①实际上，周向摩擦系数系与轴向摩擦系数有差异，现为简化．取两者近似相等．均以f表示。 配合面间摩擦系数的大小与配合面的状态、材料及润滑情况等因素有关，应由实验测定。表7－5给出了几种情况下摩擦系数值，以供计算时参考。表: 摩擦系数f值联接零件材料无润滑时f有润滑时f联接零件材料结合方式，润滑钢—结构钢0.10.07油压扩孔，压力油为甘油，结合面排油干净钢—优质结构钢0.110.08在电炉中加热包容件至300℃钢—青铜0.15~0.200.03~0.06在电炉中加热包容件至300℃以后，结合面脱脂钢—铸铁0.12~0.150.05~0.10钢—铸铁油压扩孔，压力油为矿物油 3） 承受轴向力F和转矩T的联合作用此时所需的径向压力为 [7-10] 2.过盈联接的最小有效过盈量δmin压 入 法胀 缩 法钢—铸钢0.110.08钢—钢油压扩孔，压力油为矿物油铸铁—铸钢0.15~0..250.15~0.10钢—铝镁合金无润滑根据材料力学有关厚壁圆筒的计算理论，在径向压力为P时的过盈量为Δ=pd(C1/E1+C2/E2)×103，则由上式可知，过盈联接传递载荷所需的最小过盈量应为 [7-11]式中：p——配合W问的任向活力，由式（7~8）~(7~10）计算；MPa； d——配合的公称直径，mm； E1、E2——分别为被包容件与包容件材料的弹性模量，MPa； C1——被包容件的刚性系数 C2——包容件的刚性系数 d1、d2——分别为被包容件的内径和包容件的外径，mm； μ1、μ2——分别为被包容件与包容件材料的泊松比。对于钢，μ=0.3；对于铸铁，μ=0.25。当传递的载荷一定时，配合长度l越短，所需的径向压力p就越大。当P增大时，所需的过盈量也随之增大。因此，为了避免在载荷一定时需用较大的过盈量而增加装配时的困难，配合长度不宜过短，一般推荐采用l≈0.9d。但应注意，由于配合面上的应力分布不均匀，当l＞0.8d时，即应考虑两端应力集中的影响，并从结构上采取降低应力集中的措施。图: 圆柱面过盈联接 显然，上面求出的Δmin只有在采用胀缩法装配不致擦去或压平配合表面微观不平度的峰尖时才是合效的。所以用胀缩法装配时，最小有效过盈量δmin=Δmin但当采用压入法装配时；配合表面的微观峰尖将被擦去或压平一部分（下图），此时接式（7－11）求出的Δmin值即为理论值应再增加被擦去部分2μ，故计算公式为图： 压入法装配时配合表面擦去部分示意图式中：u——装配时留图所示可配合表面上微观峰尖被擦去部分的高度之和，取其为0.4（RZ1＋RZ2），μm； RZ1、RZ2——分别为被包容件及包容件配合表面上微观不平度的十点高度，μm，其值随表面粗糙度而异，见表7—6表：加工方法、表面粗糙度及表面微观不平度十点高度RZ加工方法表面粗糙度代号Rz(μm)106.33.21.6注：表面粗糙度代号以Ra表示，自左至右依次相当于旧国标（GB1031—68）中的代号▽6—▽14。设计过盈联接时，如用压入法装配，应根据求得的最小有效过盈量δmin，从国家标准中选出一个标准过盈配合，这个标准过盈配合的最小过盈量应略大于或等于δmin。若使用胀缩法装配时，由于配合表面微观峪关被擦伤或压平的很少，可以忽略不计，亦即可求出δmin后直接选定标准过盈配合。还应指出的是：实践证明，不平度较小的两表面相配合时贴合的情况较好，从而可提高联接的紧固性。 3.过盈联接的强度计算 前已指出，过盈联接的强度包括两个方面，即联接的强度及联接零件本身的强度。由于按照上述方法选出的标准过盈配合已能产生所采的径向压力，即已能保证联接的强度，所以下面只讨论联接零件本身的强度问题。 过盈联接零件本身的强度，可按材料力学中阐明的厚壁圆筒强度计算方法进行校核。当压力p一定时，联接零件中的应力大小及分布情况见图7－26。首先按所选的标准过盈配合种类查算出最大过盈量δmax（采用压入法装配时应减掉被擦去的部分2u）．再求出最大径向压力pmax，即精车或精镗，中等磨光，刮（每平方厘米内有1.5~3个点）铰，静磨，刮（每平方厘米内有3~5个点）然后根据pmax来校核联接零件本身的强度。当包容件（被包容件）为脆性材料时，可按图7－26所示的最大周向拉（压）应力用第一强度理论进行核核。由图可见，其主要破坏形式是包容件内表层断裂。图7-26： 过盈联接中的应力大小及分布情况 设分别为被包容件材料的压缩强度极限及包容件材料的拉伸强度极限，则强度校核公式为：对被包容件对包容件 当零件材料为塑性材料时．则应按第三强度理论（s1-s3≤sS）检验其承受最大应力的表层是否处于弹性变形范围内，设ss1、ss2分别为被包容件及包容件材料的屈服极限．则由图7－26可知．不出现塑性变形的检验公式为：对被包容件内表层对包容件内表层 4.过盈联接最大压入力、压出力 当采用压入法装配并准备拆开时，为了选择所得压力机的容量，应将其最大压入力、压出力按下列公式算出：最大压入力 Fi=fπdlpmax最大压出力 F0=(1.3~1.5)Fi=(1.3~1.5)fπdlpmax5.包容件加热及被包容件冷却温度如采用胀缩法装配时，包容件的加热温度t。或被包容件的冷却温度t；（单位均为℃）可按下式计算：式中：δmax——所选得的标准配合在装配前的最大过盈量，μm； Δ0——装配时为了避免配合面互相擦伤所需的最小间隙。通常采用同样公称直径的 间隙配合H7／g6的最小间隙，μm，或从手册中查取； α1、α2——分别为被包容件及包容件材料的线膨胀系数，查有关手册； t0——装配环境的温度，℃。 6.包容件外径胀大量及被包容件内径缩小量（一般只需计算其最大绝对值）当有必要计算过盈联接装配后包容件外径胀大量及被包容件内径缩小量时，可按下列公式计算：包容件外径最大胀大量被包容件内径最大缩小量式中各符号的意义同前。1）传递轴向力F 当联接传递轴向力F时（图7-20），应保证联接在此载荷作用下，不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时，在外载荷F的作用下，配合面上所能产生的轴向摩擦阻力F，应大于或等于外载荷F。 图: 变轴向力的过盈联接 图: 受转矩的过盈联接 2）传递转矩T当联接传递转矩T时，则应保证在此转矩作用下不产生周向滑移。亦即当径向压力为P时，在转矩T的作用下，配合面间所能产生的摩擦阻力矩Mf应大于或等于转矩T。①实际上，周向摩擦系数系与轴向摩擦系数有差异，现为简化．取两者近似相等．均以f表示。 配合面间摩擦系数的大小与配合面的状态、材料及润滑情况等因素有关，应由实验测定。表7－5给出了几种情况下摩擦系数值，以供计算时参考。f0.180.140.20.1胀 缩 法0.1250.10~0.15根据材料力学有关厚壁圆筒的计算理论，在径向压力为P时的过盈量为Δ=pd(C1/E1+C2/E2)×103，则由上式可知，过盈联接传递载荷所需的最小过盈量应为 μ1、μ2——分别为被包容件与包容件材料的泊松比。对于钢，μ=0.3；对于铸铁，μ=0.25。当传递的载荷一定时，配合长度l越短，所需的径向压力p就越大。当P增大时，所需的过盈量也随之增大。因此，为了避免在载荷一定时需用较大的过盈量而增加装配时的困难，配合长度不宜过短，一般推荐采用l≈0.9d。但应注意，由于配合面上的应力分布不均匀，当l＞0.8d时，即应考虑两端应力集中的影响，并从结构上采取降低应力集中的措施。 显然，上面求出的Δmin只有在采用胀缩法装配不致擦去或压平配合表面微观不平度的峰尖时才是合效的。所以用胀缩法装配时，最小有效过盈量δmin=Δmin但当采用压入法装配时；配合表面的微观峰尖将被擦去或压平一部分（下图），此时接式（7－11）求出的Δmin值即为理论值应再增加被擦去部分2μ，故计算公式为式中：u——装配时留图所示可配合表面上微观峰尖被擦去部分的高度之和，取其为0.4（RZ1＋RZ2），μm； RZ1、RZ2——分别为被包容件及包容件配合表面上微观不平度的十点高度，μm，其值随表面粗糙度而异，见表7—60.80.40.20.10.05注：表面粗糙度代号以Ra表示，自左至右依次相当于旧国标（GB1031—68）中的代号▽6—▽14。设计过盈联接时，如用压入法装配，应根据求得的最小有效过盈量δmin，从国家标准中选出一个标准过盈配合，这个标准过盈配合的最小过盈量应略大于或等于δmin。若使用胀缩法装配时，由于配合表面微观峪关被擦伤或压平的很少，可以忽略不计，亦即可求出δmin后直接选定标准过盈配合。还应指出的是：实践证明，不平度较小的两表面相配合时贴合的情况较好，从而可提高联接的紧固性。 前已指出，过盈联接的强度包括两个方面，即联接的强度及联接零件本身的强度。由于按照上述方法选出的标准过盈配合已能产生所采的径向压力，即已能保证联接的强度，所以下面只讨论联接零件本身的强度问题。 过盈联接零件本身的强度，可按材料力学中阐明的厚壁圆筒强度计算方法进行校核。当压力p一定时，联接零件中的应力大小及分布情况见图7－26。首先按所选的标准过盈配合种类查算出最大过盈量δmax（采用压入法装配时应减掉被擦去的部分2u）．再求出最大径向压力pmax，即研磨，抛光，超精加工等钻石刀头镗当包容件（被包容件）为脆性材料时，可按图7－26所示的最大周向拉（压）应力用第一强度理论进行核核。由图可见，其主要破坏形式是包容件内表层断裂。 设分别为被包容件材料的压缩强度极限及包容件材料的拉伸强度极限，则强度校核公式为： 当零件材料为塑性材料时．则应按第三强度理论（s1-s3≤sS）检验其承受最大应力的表层是否处于弹性变形范围内，设ss1、ss2分别为被包容件及包容件材料的屈服极限．则由图7－26可知．不出现塑性变形的检验公式为： 当采用压入法装配并准备拆开时，为了选择所得压力机的容量，应将其最大压入力、压出力按下列公式算出： Δ0——装配时为了避免配合面互相擦伤所需的最小间隙。通常采用同样公称直径的 α1、α2——分别为被包容件及包容件材料的线膨胀系数，查有关手册； 6.包容件外径胀大量及被包容件内径缩小量（一般只需计算其最大绝对值）当有必要计算过盈联接装配后包容件外径胀大量及被包容件内径缩小量时，可按下列公式计算：1）传递轴向力F 当联接传递轴向力F时（图7-20），应保证联接在此载荷作用下，不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时，在外载荷F的作用下，配合面上所能产生的轴向摩擦阻力F，应大于或等于外载荷F。 2）传递转矩T当联接传递转矩T时，则应保证在此转矩作用下不产生周向滑移。亦即当径向压力为P时，在转矩T的作用下，配合面间所能产生的摩擦阻力矩Mf应大于或等于转矩T。当传递的载荷一定时，配合长度l越短，所需的径向压力p就越大。当P增大时，所需的过