过盈连接

 

7.4. 1过盈连接的特点及应用

      过盈连接是利用零件间的配合过盈来达到连接目的的。这种连  接也叫干涉配合连接或紧配合连接。过盈连接结构简单、定心性好、承载能力高、在变载和冲击条件下能可靠地工作，但要求配合

面的加工精度较高，且装配困难。
 

      过盈连接主要用于轴与毅的连接、轮圈与轮芯的连接以及滚动 轴承与轴或座孔的连接等。

7.4.2过盈连接的工作原理及装配方法
 

    过盈连接是将外径为dB的被包容件压入内径为dA的包容件中(图7-13)。由于配合直径间有△A+△B的过盈量，在装配后的配合面上，便产生了一定的径向压力。当连接承受轴向力F(图7-14)或转矩T(图7-15)时，配合面上便产生摩擦阻力或摩擦阻力矩以抵抗和传递外载荷。
 

    过盈连接的装配方法有压人法和胀缩法(温差法)。

7.4.3过盈连接的设计计算
 

    过盈连接计算的假设条件是:连接零件中的应力处于平面应力状

态(即轴向应力az=0)，应变均在弹性范围内;材料的弹性模量为常量;连接部分为两个等长的厚壁筒，配合面上的压力为均匀分布。

 

    过盈连接主要用以承受轴向力或传递转矩，或者同时兼有以上两种作用(个别情况也用以承受弯矩)。为了保证过盈连接的工作能力，强度计算需包含两个方面，一方面是在已知载荷的条件下，计算配合面间所需产生的压力和产生这个压力所需的最小过盈量;另一方面是在选定的标准过盈配合下，校核连接的诸零件伪口轮圈与轮芯，轮毅与轴等)在最大过盈量时的强度。现分述于后。

    (1)配合面间所需的径向压力p
 

    过盈连接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷类型不同而异的。
 

    ①传递轴向力F当连接传递轴向力F时(图7-14)，应保证连接在此载荷作用下，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Ff，应大于或等于外载荷F。
 

    设配合的公称直径为d，配合面间的摩擦因数为f，配合长度为l，则

    Ff=πdlpf

    因需保证Ff≥F，故

    ②传递转矩T当连接传递转矩T时(图7-18)，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。
 

    设配合面上的摩擦因数为了，配合尺寸同前，则

    因需保证Mf≥T，故得
 

    配合面间摩擦因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。
 

    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

    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
 

    △=pd(C1 /E1+C2 /E2)x 10³
 

    则由式((7-20)~式(7-22)可知，过盈连接传递载荷所需的最小过盈量应为

两式中△，△min—过盈连接的过盈量和最小过盈量，um;

            P—配合面间的径向压力，由式(7-20)~式(7-22)计算，MPa;

            d—配合的公称直径，mm;

            E1,E2—被包容件与包容件材料的弹性模量，MPa;

        d1, d2—被包容件的内径和包容件的外径，mm;

        u1，u2—被包容件与包容件材料的泊松比。对于钢，u=0. 3;对于铸铁，u=0. 25,
 

    由式(7-20)~式(7-22)可见，当传递的载荷一定时，配合长度I越短，所需的径向压力p就越大。再由式((7-23)可见，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。

式中u—装配时，图7-16所示为两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)，um;
 

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，um，其值随表面粗糙度而异，见表7-11。

    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，从而可提高连接的紧固性。
 

    (3)过盈连接的强度计算
 

    前面已指出，过盈连接的强度包括两个方面，即连接的强度及连接零件本身的强度。由于按照上述方法选出的标准过盈配合已能产生所需的径向压力，即已能保证连接的强度，所以下面只讨论连接零件本身的强度问题。

    然后根据Pmax来校核连接零件本身的强度.当包容件(被包容件)为脆性材料时，可按图7-20所示的最大周向拉(压)应力用第一强度理论进行校核。由图可见，其主要破坏形式是包容件内表层断裂。
 

    设aB1 -- aB2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((a1一a3≤as)检验其承受最大应力的表层是否处于弹性变形范围内。设as1、as2分别为被包容件及包容件材料的屈服极限，则由图7-17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)过盈连接最大压人力、压出力
 

    当采用压人法装配并准备拆开时，为了选择所需压力机的容量，应将其最大压人力、压出力按下列公式算出
 

    最大压入力 Fi=fπdlpmax    (7-29)

    最大压出力 Fo=(1.3~1.5)Fi=(1.3~1.5)fπdlpmax(7-30)
 

    (5)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t2或被包容件的冷却温度t1(单位均为℃)可按下式计算

    △。—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，um，或从手册中查取;

    d—配合的公称直径，mm;

    a1,a2—分别为被包容件及包容件材料的线膨胀系数，查有关手册;

    to—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)
 

    当有必要计算过盈连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。

    解(1)确定压力p
 

    在T=1600N·m =1. 6 X 10 6N·mm作用下，连接应具有的径向压力p,'根据式((7-21)，得

    (2)确定最小有效过盈量，选定配合种类

    将以上诸值代入式(7-27)，得

    (3)计算过盈连接的强度
 

    因所选标准配合可以产生足够的径向压力，故连接强度已保证。现只需校核连接零件本身的强度。已知所选配合的最大过盈量为72um，但因采用压人法装配，考虑配合表面微观峰尖被擦去2u=0.8(Rz1 +Rz2 )，故装配后可能产生的最大径向压力pmax按式(7-23a)及式(7-24)求得为

    因pmax=42.99MPa<111.85MPa，即齿圈强度足够;因被包容件轮芯材料相同，且由塑性材料的性质可知，45钢的抗拉和抗压性能基本无异，不需要进行校核，故连接零件本身强度均已足够。
 

    (4)计算所需压入力
 

    根据式((7-29)求得压人力为
 

    Fi=fπdlpmax=0.085X3.14X80X80X42.99=73433.8N
 

    由上述计算可知，装配时可选用容量为7.5t的压力机。

 

    本章附录

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