軸和毂的過盈聯接.

這個計算被設計用來作軸和毂圓柱接觸面的幾何設計和強度校核。這個應用程序給下面的任務提供了解決方案:

  1. 力配合,可能的收縮配合的設計。
  2. 分離的或者一邊切割的毂的壓著連接的設計。
  3. 聯接設計的強度校驗
  4. 帶有撓距的額外徑向力幹涉緊配合校驗
  5. 特殊工作溫度下的幹涉緊配合校驗

這個計算是基于來自專著和 ANSI, ISO, DIN等標准的數據,程序和算法。
標准列表: ANSI B4.1, ISO 286, DIN 7190

 

提示: 比較文檔“選擇軸和毂的類型”在選擇合適的鍵聯接類型是有幫助的。

計算的控制,結構和語法.

語法的信息和計算的控制可以在文件''計算的控制,結構和語法''中找到。

工程信息.

在“工程信息”這段的目的,控制和使用信息可以在文檔“工程信息”中找到。

計算過程.

軸和毂的過盈聯接計算的工作簿可以分成兩個範圍。一個普通的輸入數據和結果的範圍 (段落 [1, 9])和一個僅對給出類型的鍵聯接單獨的相關計算(章A,B)。兩個類型的任務可以用計算解決:

當在那裏選擇一個合適的鍵聯接類型時也會被填入賬目,除了鍵聯接尺寸之外,他使用值,讀取時間和鍵聯接的生産,安裝和運行的的財務費用。 比較文檔“選擇軸和毂的類型”在選擇合適的鍵聯接類型是有幫助的。

 

典型的鍵聯接計算和設計由下面幾部分組成:

  1. 設置聯接性能參數(傳送功率,回轉,軸向力) [1.2, 1.3, 1.6]。
  2. 設置加載方式和運行參數(驅動類型,負載類型等)。 [1.7].
  3. 選擇軸的材料[1.16]和毂的材料[1.25] 。
  4. 定義軸的設計[1.13]和預期安全系數[1.14]。
  5. 爲聯接的類型選擇定義聯接的參數[2.1 / 7.1]。
  6. 聯接的設計尺寸[2.14 / 7.12]。假設幹涉配合,你可以使用初步設計功能[2.13]。
  7. 假設幹涉配合,設計適當的配合[2.22],壓著連接計算適合的預裝應力[7.18]。
  8. 設計的聯接結果校驗[3/8]。
  9. 如果你對兩種聯接類型已經執行了一個設計,在段[9]中比較設計的參數。
  10. 用一個新的名字保存合適解決方案的工作簿。

普通輸入數據. [1]

在這段中,輸入基本輸入參數,表現負載的樣式,條件和數量的特色,聯接的設計和軸和毂的材料

1.1 計算單位

在選擇列表中,選擇想要的計算單位系統。所有的值都可以在切換到其它單位後立即被重新計算。

警告: 假如用了自動設計功能[2.13, 2.23] 它必須在改變單位之後重新開始計算。

1.3 傳遞功率

輸入將要被軸傳遞的功率。

1.4 軸速度.

Enter the shaft speed. 輸入軸的速度。

1.5轉矩

傳遞功率和速度供給一個扭矩,它是設計一個聯接的基本輸入值。

1.6 軸向力

設置最大聯接的軸向應變力。

Note注釋: 這個計算和聯接校驗在這裏工作在通過恒定軸心力的假定的拉緊聯接。如果通過一個變動負載拉緊,聯接的真實的負載能力將減弱。因此它推薦在計算中選擇高于脈動載荷20%~25%和高于交變載荷40%~50%的工作力的值。對于沖擊載荷用更高的值。

1.8 功率源

選擇一個滿足輸入技術條件的驅動器的類型。

  1. 均勻的: 電動機,蒸汽輪機,燃氣輪機
  2. 輕度沖擊:液壓馬達
  3. 中等沖擊:內燃機

1.9 負荷條件

選擇一個滿足輸入技術條件的負荷條件。

  1. 連續的: 發電機,傳送機(帶,平板,蝸杆),輕型升降機,齒輪的橫斷機床,通風機,蝸輪增壓器,常規密度材料混合機等。
  2. 輕度沖擊: 發電機,齒輪泵,回轉泵等。
  3. 間歇沖擊:機床的肢動,重型鏟車,起重機轉環,開采通風扇,可變密度的混合機,活塞泵等。
  4. 重度沖擊:壓力機,剪切機,橡膠砑光機,軋鋼機,輪葉打洞機,重型離心機,重型給料泵,鑽頭連接,壓塊機,捏練機等。

1.10 字符運算

選擇鍵聯接加載是否在一個旋轉方向或者軸的旋轉方向上在運行的過程中被改變。

1.11 啓動次數

選擇在預期鍵聯接的使用壽命中總的機器啓動次數。

警告:啓動次數以千爲單位。

1.13 中空軸的內部直徑

假設你在鍵聯接中用一個中空軸,在這裏輸入一個軸的內部直徑。這個參數在轉矩上影響州的負載尺寸和相當影響軸的最小直徑的決定 [1.15]。

1.14 預期的安全系數.

當作精度和輸入信息的可信性,重要的鍵聯接,生産質量和計算精確度。通常在1.5~3的範圍內選擇。

 

選擇安全系數的定位值:
注釋: 這個安全系數值的選擇在這裏只用于軸的扭轉的校驗。
提示: 測定安全系數普通的程序可以在文檔“安全系數”中找到。

1.15 軸的最小直徑

使用已設計好的對于鍵聯接的設計的初始化信息最小的軸尺寸。

注釋:假設通過來自外徑向力的附加彎曲加載的軸(e.g.齒輪)它推薦選擇一個在大約20%到30%的的最小軸直徑。
警告: 最小直徑是由軸對于扭轉的軸的強度校驗確定的。如果聯接只有軸向力的負載,軸直徑的最小值是不能指定的。

1.16 軸材料(最小抗張強度)[硬度]

從列表框中選擇用來制作軸材料類型。這個值是在懸臂狀態下的抗張強度 [MPa/ksi]。在右邊的列表框中,選擇一個想要 的極限抗張強度。如果在列表右邊的選擇框被選中,這個必須的抗張參數是對于選擇材料後自動設置的。另外可以手工完成材料特性。在剪切[1.20]中容許應力是被用作軸的扭矩的強度校驗的。容許值[1.21]是用作校驗變形的接觸面和它確定至于負載狀態和聯接的操作參數選擇的材料。

 

警告: 這個強度參數是以經驗爲主的極限抗張強度系數中計算出來的。同樣張力的彈性模數,泊松系數和熱膨脹系數對于整個材料組是普通的。雖然這個值獲得的接近于材料特殊測量值。我們推薦使用依據材料列表裏或者來自制造廠商在最後計算的技術條件的材料。

1.25 毂材料(最小抗張強度)[硬度]

從列表框中選擇用來制作毂的材料類型。這個值是在懸臂狀態下的抗張強度 [MPa/ksi]。在右邊的列表框中,選擇一個想要 的極限抗張強度。如果在列表右邊的選擇框被選中,這個必須的抗張參數是對于選擇材料後自動設置的。另外可以手工完成材料特性。容許值[1.29]是用作校驗變形的接觸面和它確定至于負載狀態和聯接的操作參數選擇的材料。

警告: 這個強度參數是以經驗爲主的極限抗張強度系數中計算出來的。同樣張力的彈性模數,泊松系數和熱膨脹系數對于整個材料組是普通的。雖然這個值獲得的接近于材料特殊測量值。我們推薦使用依據材料列表裏或者來自制造廠商在最後計算的技術條件的材料。

A. 幹涉配合.

幹涉配合是基于連接部分用它們的幹涉接觸面的彈性預加應力常數的原則是剛性的(固定的)配合。外部負載是通過安裝過程中産生的摩擦力傳遞的。摩擦是由連接部分的彈性變形産生的法向力引起的。

幹涉配合是適用于傳遞兩個大的扭力和在很少拆卸軸和毂的連接中的軸向力。這些配合對于均布負載有更高的傳動可靠性,包括交替負載或者沖擊負載。它們典型的用來做輪子,滑輪軸承飛輪,渦輪轉子和電動機在它們的軸上,帶齒圈壓在輪體,武器和軸頸壓到機軸上。

按壓在一般情況下是一個直徑更大的軸插入到更小的毂的開口中去。當這部分已經連接(壓入)之後,軸直徑會減小,毂開孔會增大,兩個部分在過程中決定了尺寸。壓力的接觸面積是均勻分布的。幹涉 d 通過安裝軸直徑和毂開孔直徑的差異給出,是一個特有性能和基本一些幹涉量。接觸壓力值是依賴幹涉量的,也關系到負載能力和配合強度。

至于實際上它是幾乎不可能去加工連接部分接觸表面絕對的精確的。制造(安裝)幹涉是一個含糊的偶然的值。它的尺寸通過兩個臨界幹涉的表值定義,這個值給出了選擇的配合(通過允許的連接部分的制造公差)。幹涉配合是有計劃的和檢查以臨界安裝幹涉爲基礎的。最小的安裝幹涉量dmin 是聯接負載解決方案一個基本值;最大過盈量dmax是決定他的強度校驗的。

聯接的優點:

聯接的缺點:

幹涉配合的主要缺陷是增加了聯接的安裝需求和拆卸的時候有很多連接問題。因此,這些聯接實際上用于軸和毂不可拆卸的聯接。這個擠壓過程科學的以以下兩個基本方法變形:

雖然幹涉配合理論上可以被拆開。要強制拆卸有巨大幹涉量的聯接經常會導致接觸表面損壞和有時候甚至破壞部件。重新組裝之後,聯接原來的載荷能力不會達到(聯接的加緊力減少大約15%~20%)。損傷的接觸面可能減少它們的表面淬火。只有收縮配合的聯接有更小的幹涉量可能通常拆卸和重新安裝有一個比較好的結果。聯接的水壓安裝(拆卸)可能有些確保可拆卸性的需求。假設這個安裝方法,連接部件的表面通過高壓油被推開到用特別調准過的槽和通道的壓力接縫。油壓比聯接接觸面壓力高1.5-2倍。

幹涉配合的使用也很少有利于小直徑的軸。至于相關使用配合系統的“粗糙度”,這個相關幹涉量的值 d/d在小尺寸的區域急劇地增加。這個結果和接觸壓力不成比例和因此,高的扭矩導致壓力。從聯接的強度校驗觀點出發,這些需求是要用更高質量的材料或者在生産中用更高的精度等級。

聯接尺寸設計. [2]

這段用來選擇給出的聯接類型參數和聯接的尺寸設計。

2.2 配合體系

雖然在那裏可能有一些一般的沒有任何公差帶的聯接部分,只有兩種聯接孔和軸的方法是由于裝配上的,技術上的和經濟上的所以被推薦使用。

  1. 基孔制體系
    在配合中預期的間隙和幹涉是通過結合各種軸的公差帶和孔的公差帶“H”來達成的。在這個公差及配合的體系中,最低的孔的下偏差總是等于零的。
  2. 基軸制體系
    在配合中預期的間隙和幹涉是通過結合各種軸的公差帶和孔的公差帶“h”來達成的。在這個公差及配合的體系中,最低的孔的上偏差總是等于零的。T

 

d=D ... 基本尺寸
////  ... 孔的公差帶
\\\\  ... 軸的公差帶

 

對于指定的産品或者生産的類型的體系選擇總是被以下的因素影響的:

提示:雖然這兩種體系是有一樣的功能,但是通常使用基孔制體系。

2.3 Assembly method.安裝方法

 在幹涉配合的情況中有兩種解決安裝過程的方法:

  1. 縱向擠壓 (力配合)
    在推力或者使用機器或者水簸機小的部分強制把軸推入到毂中
    當使用縱向推力的時候,聯接部分地表面不平的地方剝落和使它平滑。結果是減少了初始的安裝幹涉量和減少了聯接的負載能力。結果是有效的聯接幹涉可能意味著更低(特別是較小的直徑)。表面 [2.30] 安裝平滑度的數量依靠聯接部分表面的承重,壓力的速率和主要聯接部分的粗糙度。
    按壓的速率不會超過2 mm/s。爲了防止磨損鋼鐵部分通常加過潤滑脂的。它也需要在大幹涉量的聯接潤滑連接區域,這裏極高的壓力是必須的。不同材料的部分可能使用幹壓法滲油接觸面可以使它用壓的方法,可是另一方面它可以導致減少摩擦系數和降低聯接負載能力。
    來自于科學的觀點,是相當簡單和容易的。可是它和橫向擠壓比較表現出較低的聯接的負載能力和可靠性。
  2. 橫向擠壓 (收縮配合)
    在毂加熱(膨脹)或者在軸冷卻(收縮)之前沒有強制的擠壓進入的部分假設聯接是收縮配合,有效的幹涉量被減小到某一等級導致聯接“沈下”。然而這個減少是意味著更小的。聯接沈下的值[2.30]依賴于連接部分的粗糙度。這個收縮聯接的負載能力是大約比擠壓配合的聯接高出1.5倍。 加熱和冷卻的選擇依賴于部分尺寸和技術的可能性。在毂加熱期間,它必須去觀察溫度,當材料的結構沒有發生改變之前(假設是鋼鐵,大約200~400°C).外部的加熱經常用油浴(加熱到150°C)或者氣體或者電爐。小的直徑部分比起大的需要被加熱到更高的溫度。軸冷卻用于更小的聯接,使用二氧化氮 (-70 °C) 或者壓縮空氣 (-190 °C).對于大型的聯接安裝,一般兩種方法都可能使用。
    收縮配合不適合用于熱處理的鋼和假設一個加熱過的部件被穿在一個堅硬的上面。在這種情況下它需要冷卻中心部分或者擠壓配合這個聯接。
提示: 如果技術上可能,材料,尺寸和外形部分允許,橫向的擠壓是更優越的,關于更高的聯接更高的負載能力和可靠性。
注釋:在這段[3.27]中聯接(擠壓力和安裝溫度)的安裝參數是適用于設計聯接。

2.4 接觸面的純度

接觸面上除油可以導致摩擦系數增加和聯接的負載能力增加。可是,假如聯接是縱向壓入的(力配合),它也導致必須增長擠入壓力。

注釋: 這個參數只用作摩擦系數 [2.6] 設計;它不影響它直接的計算。

2.5 接觸面的電鍍

接觸面的電鍍導致摩擦系數增加聯接的負載能力。

注釋: 這個參數只用作設計摩擦系數[2.6] ;它不影響它直接的計算。

2.6 摩擦系數

摩擦系數影響著整個聯接的負載能力。負載能力隨著它的值增長而增長。這個摩擦系數值依賴雨聯接部件的材料,粗糙度和表面純度,接觸壓力值和受壓方式。

對于鋼軸預備摩擦系數的值:

毂材料

縱向擠壓 橫向擠壓
幹的 潤滑的 幹的 潤滑的
0.07 ... 0.16 0.05 ... 0.12 0.15 ... 0.25 0.08 ... 0.16
鑄鐵 0.09 ... 0.15 0.04 ... 0.08 0.10 ... 0.16 0.08 ... 0.12
鋁合金 0.05 ... 0.09 0.04 ... 0.06 0.10 ... 0.15 -
青銅 0.06 ... 0.08 0.03 ... 0.05 - -
黃銅 - - 0.17 ... 0.25 -

對于小的接觸壓力使用更高的值和表面更高的粗糙度。下面的圖表顯示了連接部分粗糙度和在鋼制毂上的摩擦系數的接觸壓力值的影響:

 

摩擦系數可以通過接觸面上電鍍來增強。兩者層上相互擴散的原子導致表面“焊接”和摩擦系數表面更適合抵抗接觸面剪切力。

對于鍍金的接觸面准備的摩擦系數的值:
鍍層類型 縱向擠壓 橫向擠壓
軟鍍層(Cd, Cu, Zn) 0.45 ... 0.55 0.65 ... 0.80
硬鍍層(Cr, Ni) 0.70 ... 0.85 0.65 ... 0.80

 

提示: 如果行[2.6]中的選擇框被選中,至于按壓方法摩擦系數被自動設計。

2.7 預期反向滑行安全系數

反向滑行安全系數顯示了最小的理論載荷能力(摩擦力)和總的運行載荷。關于聯接精度和輸入信息值,類型和價值,生産質量和計算精度,他的值通常在1.2~2中選擇。

對于安全系數的選擇的方向值:

2.8 預期強度安全系數

表示在聯接材料的容許應力和毂的最大比較應力的比率,或者軸(見[3.7,3.13])。關于聯接的輸入信息的精度和可信度和重要性,生産質量和計算精度,它通常會在1.2~2.5之間選擇。

對于選擇安全系數定位的值:
提示: 一般的安全系數確定的程序是在文檔“安全系數”中找到。關于“過于謹慎的”的幹涉配合設計的方法和校驗(對于一個不可能的幹涉配合),可是,它可能在這些聯接中是下方的安全值.

2.10 運行率

這個系數給出了在減少聯接負載能力下運行參數總的效果。它的尺寸依賴驅動和負載的類型,運作條件和聯接的服務壽命。關于論及的參數,著作給出的值在1~3的範圍內。

提示: 對于更容易的系數選擇,這個運用程序可以自動提供設計。假設輸入欄右面的選擇框被激活,系數自動地被決定和基于在段[1.7]中聯接參數被定義。

2.13 初步設計

這段用作聯接尺寸的初步設計。在按壓按鈕之後程序對于選擇的配合(見[2.24])設計合適的聯接尺寸。計算它自己設計可能最小尺寸,被推薦的毂和軸直徑的長度和寬度的比的聯接。在計算之後 這個設計方案在表格中被排序了。

如果設計計算是不成功的和不適合的方案沒有找到。事實上他被警告信息指出和解決方案表格被刪除。這樣的話,重新用更高質量的材料來設計。

注釋: 對于在SI(見[1.1])單位中的計算,被推薦的配合是依照ISO 286國際的配合系統決定的。對于計算在英制單位首選配合是依據ANSI B4.1 使用的。
警告:這個自動設計的結果只對應當前的任務。如果你在段[1,2.1.2.9]中做了一個變化,它必須去通過重新開始設計重新計算結果。
提示:一個初步設計售貨機出來的聯接只針對被推薦的(首選的)配合[2.24]。當使用配合的第一個更高等級的時候,它可能找到一個直徑更小,更適合的聯接設計。

2.14 聯接尺寸

這段用于確定聯接的尺寸。這個尺寸可以用手選擇或者設計的解決方案的值可以用選擇自表格[2.13]中的選項來傳遞。當選擇一個聯接尺寸的時候,記住一些基本的事情:

對于選擇軸長度和毂外徑的標准

毂材料

L/d D/d
0.6 ... 1.2 2 ... 2.4
鑄鐵,輕合金 1.2 ... 1.5 2.2 ... 2.6
注釋: 當在一個彎曲軸上的應力的時候,它推薦選擇一個更長的聯接(L/d=1.5到2)。

2.16 最小的軸直徑

這個參數給出了最小的軸直徑,它需要安全傳送輸入的扭矩。

警告: 從軸的扭矩強度校驗決定最小直徑。如果聯接只有軸向的負載,那麽軸的最小值不會被指定。

2.17 Shaft diameter.軸的直徑

選擇一個軸的直徑比最小的推薦直徑dmin更好。聯接的負載能力增加和隨著軸直徑的增加在連接部分應力減小。如果聯接是中空軸,它也需要考慮在毂上的應力和壁厚的影響(見[2.14])。

推薦:假設軸通過外部的徑向力額外的彎曲(舉例:大齒輪),它推薦的選擇軸直徑的比最小直徑dmin的軸大約20%~30% 。
注釋:關于配合系統的相對粗糙度,它通常必須選擇開一個比最小直徑 dmin更大的軸直徑。當使用推薦配合[2.24]的時候。

2.18 毂外徑

這個參數給出了整個毂部分的外徑,在毂中的增長導致了它的應力減少,同時稍微增加了一點聯接的負載能力。

提示: 關于選擇毂直徑被對推薦的值可以在[2.14]中找到。

2.19, 2.20 接觸面上的粗糙度

接觸面上的粗糙度依賴于軸的尺寸,選擇的配合的部分的方法和精度等級。隨著接觸面粗糙度的增加,摩擦系數和聯接載荷能力都會增加。在另一方面,安裝平滑的表面(縱向擠壓)和沈下的尺寸(橫向應力)也可以增加。這個減少效果的幹涉聯接(見[2.30])。

依賴于軸直徑被推薦的粗糙度值:

軸直徑

接觸面粗糙度 [mm (min)]

[mm] [in]
up to 10 up to 0.5 0.2 (8) 0.4 (16)
10 - 50 0.5 - 2 0.4 (16) 0.8 (32)
50 - 120 2 - 5 0.8 (32) 1.6 (63)
120 - 250 5 - 10 1.6 (63) 1.6 (63)
250 - 500 10 - 20 1.6 (63) 3.2 (125)
500 - 1000 20 - 40 3.2 (125) 6.3 (250)
1000 - 2500 40 - 100 6.3 (250) 12.5 (500)
over 2500 over 100 12.5 (500) 25 (1000)

 

注釋: 假設收縮配合的聯接,接觸面的粗糙度將更高。這張表描述了依賴于表面粗糙度在涉及機器部件上的方法在“單位轉換”工作簿中可以找到。
提示:當選擇框在適當的行上被選中的時候,粗糙度會依照軸直徑自動的被設計。
警告:如果你不使用自動摩擦系數選擇[2.6],當改變曲面粗糙度的時候不要忘了修正適當的摩擦系數值。

2.21 聯接的功能長度

設置真實的聯接的功能長度(沒有倒角,可能的斜角邊緣)。聯接的負載能力隨著長度增加。聯接的長度不直接影響在連接部分的載荷分布。

提示: 連接長度的推薦選項的值在[2.14]中可以找到。

2.22 Design and selection of the fit.設計和選擇配合

這段是供給配合設計的。當選擇配合的時候,你指定聯接的幹涉裝配尺寸,負載能力和強度。當設計幹涉配合的時候適當的配合的正確選項是基本的需求。

每個配合的特點在于軸和毂的適當的制造公差[2.25-2.28]。工作測量的極限偏差的組合同時指定在安裝的時候極限幹涉值。這些極限幹涉變成聯接解決方案中的基礎。最小過盈[2.32]是對于聯接負載能力的確定,最大 的幹涉量[2.34]是用來確定強度校驗的

對于達到想要的安全系數[2.7,2.8]選擇聯接設計的配合,所以:

在段[2.29]中的圖表的圖形說明了設計配合的參數。

 

選擇一個適合的配合有三種方法:

  1. 通過列表[2.24]選擇推薦的配合
    對于合適配合的選擇的提示是單個幹涉配合的在段[2.35]中圖形中顯示。
  2. 在[2.25~2.28]中直接選擇軸和毂的極限幹涉量。
    去設置極限幹涉,在行[2.24]中的選擇框必須不被選中。
  3. 使用自動設計功能
    使用行[2.23]中的按鈕運行配合的自動設計。

達到大多數聯接設計的效果導致在選擇配合的時候在它極限幹涉之間的最小差異的需求。現有的相關粗配合系統,可是,只能夠選擇更高精度等級,意味著更高的生産成本。在批量生産的時候這個問題可以通過選擇基于預先把部件依據幹涉分類到子群中。

警告: 如果預計的安裝幹涉值[2.31]是比容許的最大過盈量還要大[2.33],對于規定的聯接尺寸沒有適當的尺寸可以被找到。這樣,在段[2.14]中增加聯接尺寸,或者使用更高質量的材料。
注釋: 對于計算SI 單位(見[1.1])被推薦的配合依據ISO 286 國際配合體系被指定。對于英制的單位計算,首選的配合是使用 ANSI B4.1。
提示: 你可以在“公差及配合”工作簿找到軸和毂正規的公差值。
提示:如果你想去用其它推薦的配合,在段[6]中對于它們的選項作額外的計算。

2.23 自動設計配合

你可以使用行[2.23]中的按鈕來運行配合的自動設計。在設計被運行之後,計算將仔細檢查所有推薦的配合和將試著選擇一個合適的解決方案。如果沒有推薦的配合是適當的,計算將直接設計一個連接部分的極限偏差。這個偏差是依據正規的偏差帶ISO 286(可能是 ANSI B4.1)選擇的。適當的公差是被盡可能大的相同的或者更高精度等級的軸公差的設計。

如果設計沒有找到一個合適的解決方案,使用下面的一個程序去增加負載能力,可能的聯接強度:

提示:如果你想要使用另外的推薦配合,使用在段〔6]選項的額外計算。

2.24 推薦的配合

從列表框中選擇推薦的配合。對于選擇適當尺寸的提示可以在段 [2.35]中圖中的幹涉配合的圖示中找到。被推薦配合的列表在以設置系統基礎的計算單位[1.1]和選擇的配合系統[2.2]被編輯。

對于在SI 單位中計算被推薦的配合依照ISO286 國際配合系統被指定。在列表中可選的配合用“*”作標記。

對于英制單位的,列表包含了依據ANSI B4.1.的可選的配合。

注釋:如果在這行裏的選擇框沒有被選中,它必須指定在行[2.25-2.28]中的極限偏差。你可以在“公差及配合”中找到軸和毂的公差標准值。
警告: 依據ISO 286的配合是通軸過直徑到2500mm的標准被指定;依據 ANSI B4.1 可選的配合是只爲直徑到20in 規定的。
提示:如果你想要使用其它推薦的配合,那麽在段[6]中對它們的選擇使用額外的計算。

2.29 選擇配合的安裝幹涉的極限偏差和範圍

去增加計算的透明度和清晰度,在這段的圖表中選擇配合的參數被顯示出來。

在左邊,有軸和毂的極限偏差的示意圖涉及聯接的基線(基本直徑)

在右邊的藍色矩形區域顯示了選擇的配合的安裝幹涉範圍。達成預期的安全系數[2.7,2.8],選擇聯接的配合所以整個在極限偏差線中的矩形展開。

2.30 安裝的光滑表面,可能惡聯接下沈

縱向擠壓 (力配合)
當使用連接部分壓力,表面不平衡的剝落和平滑的時候。這個結果減小了原始幹涉和減小了連接的負載能力。聯接幹涉可能意味著效結果更低(尤其是更小直徑的)。表面的安裝平滑度數量依賴于聯接部分的粗糙度。

橫向擠壓 (收縮配合)
在安裝溫度平衡之後,在聯接上發生微小表面的不平衡的塑性變形。這樣的聯接下沈導致在原來的安裝幹涉和聯接的負載能力的減少。負載能力減少意味著比更低。聯接下沈的值依賴于連接部分的粗糙度。

2.31 最小需要的安裝幹涉

這個參數指定的最小的需要的配合的安裝幹涉,當聯接靜止的沒有達成需要的負載能力。This parameter specifies the minimum required assembly interference of the fit when the coupling still has not achieved the required loading capacity.

2.32 最小配合幹涉

最小配合幹涉的特點在于通過軸的下偏差和毂的上偏差(ei-ES)和通過聯接的負載能力的決定的差異。

注釋: 如果預期的安全反向滑行被維持,最小的配合幹涉 dmin 必須比預期的安裝幹涉[2.31]更高。

2.33 最大容許的安裝幹涉

當聯接還照著預期安全系數 [2.8]強度校驗的時候這個參數設置安裝幹涉的極限值。

2.34 最大的配合幹涉

最大的配合幹涉是通過軸的上偏差和毂的下偏差(es-EI)之間的差異和對于連接部分的強度校驗值決定的。

注釋: 如果設計的聯接沒有照所有預期安全系數的強度校驗做,最大的配合幹涉 dmax 必須比允許的安裝幹涉[2.33]更低。

2.35 對于推薦配合的安裝幹涉的範圍

這段是有意的在行[2.24]中使適合的配合選項更容易。所有推薦的配合的安裝參數被顯示在這裏的圖表裏面。

藍色列顯示了特殊配合的安裝參數。你可以以極限幹涉的行的適當的列的位置爲基礎判斷單個合適的配合。去獲得設計聯接的預期安全系數 [2.7, 2.8] ,整個列必須在極限行之間。

聯接的負載能力,強度校驗和安裝參數. [3]

在這段中,聯接的負載能力校驗和所有必須的強度校驗被執行。關于一個對于選擇的配合的安裝幹涉值有意義的方差,對于中等幹涉和對于兩個極限幹涉值 dmin, dmax檢查被執行。雖然在實際中的幹涉接近平均值將出現大多都一般的,對于不太可能的極限幹涉,它也需要提供聯接充分的強度和負載能力。對于聯接負載能力的校驗,最小的幹涉被確定,對于最大幹涉強度校驗被確定。

3.1 聯接的負載能力的檢查

僅通過連接部分之間的摩擦固定轉移整個外部負荷轉移是幹涉配合負載能力的基本要求。聯接負載能力通過比較摩擦力[3.5]和它的總負載[2.12]進行檢查。

在聯接中由于接觸面積形成了摩擦力;最低的負載能力會因此被顯示在最小安裝幹涉方面最先進。假如設計的聯接要充分適應這個,安全反向滑行必須比需求的安全系數[2.7]更大,在可能更小的幹涉的時候。

注意:假如檢查不適合這個,用一個有更大軸直徑或使用有更大幹涉量的聯接設計。

3.3有效幹涉

在聯接裝配期間,在接觸面積(見 [2.30])上表面微不平坦的塑性形變重現。這會導致配合的安裝幹涉量減少。該參數規定了聯接負載能力配合固定的真實有效幹涉量。

3.7 毂的強度校驗

加壓導致在毂中生成二軸應力狀態,由輻射的sr 和切向的st應力部分規定。應力的值隨裝配幹涉增長而增長。該圖顯示兩部分負載在毂直徑上的分布。

毂的強度校驗通過比較在張力上最大應力和容許應力來完成。比較的應力來自于基于積分均方誤差假說應力如下關系的比能的部分分量

容許應力由鋼毂的屈服強度設定;對于由鑄鋼制成的毂的容許應力由最小抗張強度一半決定。

假如設計的聯接充分滿足這個,[3.12] 安全系數結果即使較少可能最大幹涉時一定比期望安全系數 [2.8]高。

注意:假如檢查不適合這個,用更強大的毂,更大的軸直徑或者使用更小的幹涉配合設計這個聯接。

3.13 軸的強度校驗

加壓導致在軸上生成雙軸應力狀態,由輻射的sr和切向的st 應力部分規定。應力的數值隨安裝幹涉增長而增長。這個數字顯示兩部分負載分布依賴于軸直徑。假如完全的直徑,整條直徑的應力是常數。

軸的強度校驗通過對最大應力和容許應力在張力上的比較進行。容許應力由軸材料的屈服強度給出。比較的應力來自于基于積分均方誤差假說應力如下關系的比能的部分分量:

假如設計的聯接完全適合這個,結果安全系數 [3.18]甚至在較少可能最大幹涉時也比期望安全系數[2.8] 高。

注意:假如該檢查不適和這個,用更大直徑的軸或者更小幹涉來設計聯接。

3.19 聯接變形的檢查

假如超過了容許壓力,可能出現接觸面積的薄層的塑性變形。這會導致接觸壓力減少和並發聯接負載能力的減少。由于這種現象通常出現在聯接有裝載最大幹涉聯接時(以負載能力觀點看爲超安全設計),在接觸壓力上可能的減少對總負載能力沒有顯著意義。

當幹涉配合時聯接形變的檢查僅有情報上的意義。假如設計的聯接適應這個在所有其它的檢查,可能的極度允許壓力對于聯接負載能力和強度不意味著凶兆。假設重新聯接假如可能的化這個檢查也應該盡量照做。

3.23 軸扭轉的檢查

聯接[3.26] 的安全系數結果被給出,是允許軸剪應力和計算出的比較應力的比值。假如聯接充分,計算出的安全系數一定比期望值[1.14]更高。

注意:假設檢查的結果爲不充分,必須執行大直徑軸的新設計方案。

3.27 聯接的安裝參數

在該段,安裝參數適合于已經設計好的聯接。在段的左部分,參數指定爲收縮配合聯接,右部分爲力配合聯接。安裝參數僅在聯接類型目前設定在行 [2.3]有相互關聯性。

3.28 橫向壓力(收縮配合)

在之前的毂加熱後或者在毂冷卻(節流)後橫向壓力通過部分間的非強制連接來進行。該段既規範了必需的毂加熱溫度[3.35]又規範了必需的軸冷卻溫度 [3.38]來設計聯接。

加熱或冷卻的選擇依賴于各部分的大小和技術上的可行性。在毂加熱時,當構造改變在材料(假設鋼,大約200到400°C) 上出現時必需觀察溫度有沒有超出。外部部分的加熱通常在油浴或者氣體或者電爐中進行(直到150°C) 。有小直徑的部分肯定要比大的要加熱到高得多的溫度。軸的冷卻通常使用小聯接,使用二氧化碳(-70 °C)或者壓縮空氣(-190 °C)。對于有大裝配幹涉的聯接,可能使用兩種方式的組合。

收縮配合不適合部分構成有熱處理制造的鋼和一個加熱部分裝上一個堅硬部分。在這種情況下必須冷卻內部部分或者強力配合這聯接

注意:安裝溫度的計算僅假設制造聯接尺寸設定在20°C (68°F)時是正確的。

3.29配合

爲了適當評價必需的安裝溫度,當安裝溫度也同樣達到他們的最大值時有最大幹涉量的配合有決定性的。

3.30裝配間隙

裝配間隙被用于確保在一個軸簡單插入入毂時接觸面積沒有相互損傷。裝配間隙總計爲軸直徑的千分之一通常認爲足夠了。

3.34軸材料的熱膨脹系數

當使用金屬材料時,熱膨脹系數沒有一個常數值,但是它的大小隨溫度升高而減少。在軸冷卻時要達到期望的收縮,當計算安裝溫度時必須使用適合低溫領域的熱膨脹系數的平差值。

提示:假如該行的選擇框被選擇,熱膨脹系數會被自動設計來做[1.17]組選中的材料組。

3.41 縱向擠壓(力配合)

徑向壓力基于壓力和機械或水簸機在一個更小部分的作用下軸強力地沖到毂裏的沖勁。壓力的強度在壓力過程中是線性的(如圖)。該力需要釋放聯接大約20 t到 25 %更高部分;它在軸用力時直線減少。

該壓力速度不該超過2 mm/s。爲了預防卡死,鋼部分通常會被灌(油)濕。當大聯接有大幹涉哪需要極高壓力時通常必須潤滑接觸面積。不同材料的部分間應該被幹壓,可是,另一方面它導致了摩擦系數和聯接負載能力的減少。

3.42 配合

爲了恰當地判斷期望壓力,當期望壓力最大時最大幹涉是正確的。

附加負載的過緊聯接檢查 [4]

該段通過對附加負載導致緊張的聯接緊張徑向力和撓距做詳細的特殊檢查。

附加負載甚至導致對最初的聯接的接觸壓力進行重新分配。聯接的檢查于是包括檢驗新的壓力條件,決定壓力極值還有和容許壓力的比較。在徑向力和撓距的作用壓力分布顯示如下圖。

最大容許壓力值以段落[3.7, 3.13]中的強度校驗和規定爲基礎。最小壓力的檢查遵守局部接觸面積的分流和微小偏移創造的危險。

注意:盡管壓力被重新分配,它在接觸面積的總值不會改變。因此,附加負載對聯接的總負載能力沒有影響。

在特殊工作溫度時聯接的校驗[5]

在雙方材料特性和聯接尺寸都已經決定的情況下該計算用于在接近基本溫度20°C (68°F)時在 [2, 3] 段的聯接的設計和檢查。假如聯接經常工作在更高溫度,它的特性明顯改變,溫度的影響被證實改變如下:

該段用來檢驗和檢查工作在特別溫度的幹涉配合設計的參數。

注意:標以"T"的參數聯接特性在操作溫度。

5.2材料的特性

材料的物理和強度特性隨溫度改變而改變。該段有意設定軸和毂適合于所選操作溫度的必需特性。在溫度20°C (68°F)時材料的特性會被規定爲綠色區域。

提示:假如選中該行的選擇框,特殊材料的所有必需參數會被自動設計。
警告:自動設計材料特性適合特殊材料使用以經驗爲主獲得的參數。普通的整群材料。此方式獲得的值是近似的特性而且作爲最終計算我們建議使用依據材料表或制造商技術條件給出的材料特性。特別是張力中的容許應力,設計值可能與真實值明顯不同。

5.6 張力中的容許應力

張力中的允許應力在可鍛材料中以屈服強度給出;假設脆性材料(鑄鐵),它由抗張強度的一半值決定。

警告:容許應力的數值計算值僅爲一個近似符號,我們建議使用依照材料表或制造商規格給出的數值。

依照ISO 286.配合擴展選定 [6]

不同于主要計算,當單獨的配合推薦值在配合的設計中被使用,這段可隨機挑選已經被 ISO 286標准定義過的配合。

選擇適當的配合可以用兩種途徑:

  1. 手動挑選配合[6.6]
    在列表框[6.7, 6.8]設定所需的軸公差帶和毂公差帶。當您選擇了未被ISO 組織定義的公差帶時,極限偏差會等于零並公差標記會被顯示成紅色。
  2. 使用自動配合搜索功能
    使用行[6.5]運行自動設計。當已經啓動時,計算進行合適的軸和毂的公差帶組合並查找出合適的配合。當搜索配合,該程序遵循以下法則:

    - 被選配合爲在均勻孔的系統中,或者依照設定[2.2]均勻的軸。
    - 毂和軸公差帶爲普通應用範圍開處方。
    - 毂公差大于或等于軸公差。
    - 毂的公差和軸的公差之間差異大于兩度。
    - 首選有更低准確度的配合。

轉換已選配合參數到主要計算使用行 [6.10].的按鈕。

警告:ISO 286標准定義的配合尺寸以毫米作量綱。該段的使用有一個實際用途主要用來在SI 工制單位(見[1.1])中的計算。假如您在設置成英制的計算時使用工制ISO單位的配合,配合的量綱會被轉換和舍入到主要的計算中。
注意:標准ISO 286 定義了系統的公差,偏差和配合要素一直到3150mm。
提示:關于ISO 286適合系統的詳細資料可見工作簿“公差及配合”。

B.鎖狀連合

鉗位連接是剛性(固定)聯接基于在他們連接部分鉗位接觸部分的原理。在安裝時外部裝載通過軸和毂的摩擦被轉移。拉力螺栓外部法向力演義導致的鉗位中的摩擦。

在經常拆卸的情況下聯接連接適合轉移小和中等負載。代表性地,他們用來做軸的鉗位離合器,臂和軸的連接處,多種可調整環的固定和可調節的制動器。

聯接連接被制造成兩種基本類型:

  1. 分離的毂
  2. 一側剪切的毂

聯接的優點:

聯接的缺點:

臨時配合有低空H8/j7, H8/k7, H7/j6, H7/k6或者配合有輕微幹擾H8/n7, H8/p7, H7/m6, H7/n6, H7/p6通常被使用鉗位連接。

連接尺寸的設計 [7]

該段能被用來選擇給出聯接類型的參數和設計聯接的尺寸。

7.2毂設計

從列表框中選擇期望的毂設計。

7.3 接觸面積的純度

接觸面積的除油會導致摩擦系數增加並且從而聯接負載能力的增加。

注意:該段僅用于摩擦系數[7.4] 的設計;它不會立即影響計算本身。

7.4摩擦系數

摩擦系數顯然影響整個聯接的負載能力。負載能力隨該值增長而增長。摩擦系數值依賴于連接部分的材料,表面粗度和純度,接觸壓力分布的方法和強度。

鋼軸的初步摩擦系數:
毂材料 接觸面積
幹的  
鋼Steel 0.08 ... 0.18 0.05 ... 0.12
鑄鐵Cast iron 0.12 ... 0.20 0.04 ... 0.10
所有合金Al alloys 0.05 ... 0.10 0.03 ... 0.07
青銅Bronze 0.06 ... 0.16 0.02 ... 0.08
青銅Brass 0.04 ... 0.14 0.02 ... 0.05

對于小接觸壓力用更高粗糙度使用更高數值

提示:假如您選擇行 [7.4]的選擇框,摩擦 系數會根據聯接尺寸,所選材料和接觸面積純度自動設計出來。

7.5 形狀系數

關于聯接負載能力和強度的軸圓周不均勻接觸壓力影響的規定。

套管的間隙配合和抗彎剛度在接觸面積對于壓力分布是決定性的。更小的間隙和更複雜的套管,更多的壓力分布近似均勻分布。關于在聯接中的壓力率,系數值被設定在0.7到1之間。余弦壓力分布(見照片)通常被考慮相對接近于真實值。

提示:0.75通常被用在普通精度上。

7.6 預期安全系數的反向滑行

安全系數反向滑行顯示聯接的最小理論負載能力(摩擦力)和總負載的比值。關于精度和輸入數值信息,類型和聯接重要性,生産品質和計算精度,它的數值通常在1.3到2.5之間被選擇。

安全系數的定向選擇:

7.7期望強度安全系數

該段被用來檢查決定的聯接和狀態即允許和最大結點壓力的比值。關于輸入信息的准確度和可信度,重要聯接,優質品生産和計算的准確度,它通常被選在1.5到3的範圍內。

選擇安全系數的定向值:
注意:當用中空軸聯接時,這兒的安全值選擇也同樣用來作軸強度校驗(見[8.21])。
提示:一般決定安全系數的程序可見文檔“安全的系數”。

7.9 運行率

該系數給出了關于減少聯接負載能力操作參量的總作用。它的大小依賴于驅動和裝載的類型,操作條件和管理聯接預期壽命。就提及的參量,文獻給出的系數值的範圍在1到3之間。

提示:爲了更容易地選擇參數,這應用擁有自動設計。當輸入區域右邊的選擇框被激活,該參數會基于段中已經決定的參數被自動決定。

7.12連接尺寸

該段被用來設計聯接的尺寸。當設計聯接時,第一次選擇期望的軸 [7.15]直徑。對于設定直徑,該程序計算要安固定安全轉移工綴荷需要的最小功能聯接長度 [7.16]。通過在行[7.17]選擇實際聯接長度來完成聯接尺寸的設計。

推薦的毂的尺寸可見文檔“毂的尺寸的指導選擇值”中。

提示:當啓動行 [7.17] 的選擇框聯接的長度會被自動設計出來。

7.14 最小的軸直徑

該段給出最小的軸直徑,它對安全的轉移輸入扭矩是有必要的。

警告:最小的直徑通過對扭轉的軸的強度校驗來決定。假如聯接僅有軸向力負載,不用規定最小軸直徑的數值。

7.15 軸直徑

選擇一個比最小推薦直徑 dmin更大的軸直徑。

推薦:當軸被來自外部的附加徑向力(例如在大齒輪)影響變緊,推薦選擇一個比最小直徑dmin大20到30%的軸直徑。

7.16 最小的功能的聯接長度

此段給出需要工綴荷的安全轉移的最小功能聯接長度。

推薦: 如果聯接的功能長度看起來太大(L/d>3),對于更大的軸直徑重新設計。

7.17 功能性的聯接長度

選擇一個比計算最小長度S[7.16]更大的聯接長度。

聯接長度選擇:

毂材料

L/d
1.0 ... 1.5
鑄鐵,輕合金 1.6 ... 2.0

 

提示: 當在行[7.17]中的選擇框是激活的,聯接的長度將被自動設計。

7.18 安裝預加應力,連接螺栓的設計

該段用來做連接螺栓的設計和決定他們的安裝預加應力。在設計階段,第一次選擇連接螺栓[7.20]的總數。這程序會因而計算規定連接尺寸[7.21]並且固定期望負載能力和聯接強度的安裝預應力的容許範圍。在選擇好安裝預加應力 [7.22] 和螺栓材料[7.23]後,計算會執行連接螺栓尺寸[7.24]的初步設計。假如被推薦的螺紋太大,用更好品質的材料或者更多數目的螺栓重新設計。

提示:假如在行[7.22]的檢查欄被選中,期望的安裝預應力會被自動設計出來。
注意:對于有粗糙工制螺紋螺栓被在工制單位(見 [1.1])SI被計算設計,對于以英寸命名的螺栓以英制來設計計算。

7.22 安裝預加應力

在行[7.21]選擇連接螺栓的安裝預加應力的推薦值。

提示: 如在行[7.22]中的選擇框被選中,預期的安裝預加應力將被自動設計。

7.24 最小推薦螺紋尺寸

一個簡化的對于棱形螺栓的計算被用來做推薦的螺紋尺寸設計,螺紋的摩擦系數值等于0.15。 雖然這個值是相當精確的,我們推薦使用一個擅長的計算在聯接螺栓設計的時候。

注意:對于有粗糙工制螺紋螺栓被在工制單位(見 [1.1])SI被計算設計,對于以英寸命名的螺栓以英制來設計計算。
提示:對于最終連接螺栓的設計和檢查,使用可以在“螺栓連接”中找到的特別計算。

聯接的負荷能力和強度的檢查 [8]Loading capacity and strength checks of the coupling. [8]

在這段,執行聯接負載能力和所有必需強度的檢查。

3.1 聯接負載能力的檢查

固定這轉移的整體外部負載通過連接部分間的摩擦是基本的聯接負載容量。這聯接負載容量通過比較摩擦力[8.4] 和他的總操作負載[8.5]來選擇。

假如計劃負載適合這個,安全系數相反滑下一定比期望的安全系數高。

注意:檢查不適合這個,使用有更高預加應力的螺栓連接,可能用更大力量或更大軸尺寸的設計。

8.7 連接螺栓的檢查

一個簡化的計算對于棱柱用來做連接螺栓檢查,對螺紋和螺紋的摩擦系數值低于等于0.15,因此,考慮在這裏的規定是單向和近似的。

提示:對于連接螺栓的最終設計和檢查,使用特別的計算可以在“螺栓連接”工作簿中被找到。

8.13 用來變形的聯接的檢查

對于變形檢查爲通過比較更低質量的材料 [8.14] 的容許壓力和計算出的最大接觸壓力[8.15]。如果聯接是適應這個,計算出的安全系數[7.7]一定比期望的高。

注意:如果檢查不適合這個,設計有更大力量和更大軸直徑的聯接,可能使用有更小壓力的螺栓連接。

8.17 用來扭曲的軸的設計。

聯接[8.20] 的安全系數的計算結果爲軸材料允許剪應力和計算出來的比較的軸向應力的比率。如果聯接充分,計算出的安全系數一定比期望的 [1.14]更高 。

注意:假設檢查的結果不充分,必須實行有更大尺寸軸的新計劃。

8.21 中空軸的檢查。

作此檢查的方式爲比較在那軸材料允許容許應力和計算出的比較應力影響軸內徑[8.23]。如果聯接能夠調節這個,計算出的安全系數一定比期望安全系數 [7.7]更高。

注意:假設計算的結果不充分,必須實行有更大尺寸軸的新計劃。

比較表[9]

這段可以用來做一個快速度的軸和毂鍵聯接預計的解決方案的對比。這裏僅給出基本尺寸單獨類型的聯接。完全尺寸的聯接可以在各自計算的獨立章節(段落)中找到。

注釋:安全值[9.9, 9.18]爲給出類型聯接所有力度檢查最小的數值。
提示:至于“過于謹慎”的設計方法和幹涉配合的檢查(對于非常不可能的極限幹涉),有可能比鉗位連接時使用更低的安全系數。

設置計算,改變語言

計算參數的設置和語言的設置信息可以在文檔“設置計算,改變語言”中找到。

工作簿修改(計算)

關于如何去修改和擴充工作簿的總的信息在文檔“工作簿(計算)修改”中被提到。