本帖最后由 来自何方 于 2022-12-26 13:32 编辑 我记得上大学说的第一个算扭矩的公式,那个D是螺纹中径吧,当时我学的是T=0.2Fp D FP预紧力根据螺栓强度等级不同变化 |
liuxiaoran 发表于 2022-12-16 18:24 如果螺纹跟锥面轴线不平行同轴度差,也就是活是二次装夹容易造成的,那么误差越大越需大的力矩来补偿。二者要考虑配对的内螺纹和内锥,他们的标准是什么情况,如果你的就算理论一丝不差,完全同轴,那么他的配对产品同轴度差,照样出问题。理论上说球面对锥面的精度要求较低,可以尝试。 我是搞非标设备设计的,很少牵扯到这么细节的东西,不过在过程中有时候我会琢磨好奇~ |
本帖最后由 liuxiaoran 于 2022-12-16 18:29 编辑 hktkjj 发表于 2022-12-16 16:57 谢谢你的专业建议。说的都是核心的点子上了。 1)你能不能进一步展开说说我们正面处理形为误差的问题。从设计的角度,和从工艺进步的角度都行。。 2)材料选择和塑形这些对我们倒是难度不大,因为我们可以通过仿真+实验+实际综合考虑,当然,这个边界要给准是很难的,因为我们的摩擦首先就不准确,摩擦不准确就会导致加载的力误差很大,力和摩擦是反比例关系。 另外,你要是有什么锥密封的问题,如果信任我的话,你也可以提出来,大家一起讨论,我个人还是有好多的问题。。机械设计是孤独的。。 例如:1,如果判断设计的密封满足要求(不泄露),2,如果判断设计密封的强度(接触面屈服到什么程度,不破坏) |
这是锥面密封,涉及到形位误差,如果同心度差,你任何扭矩都封不住。这里不仅仅是弹性理论强度问题,还要牵扯到永久变形增加的抵抗力,另外要计算所密封空间的压力对你的反抗力,否则压力低不漏,压力一高照样漏。锥密封是最难做的,对材料要求更是苛刻,销钉的强度一弱,很容易废,一次性的玩意~~~ |
妖洞两拐 发表于 2022-12-16 03:12 还没到密封那一步,密封的判断标准什么的也很难的,反正我目前是乱做 |
鱼儿雷 发表于 2022-12-16 13:40 我的第一个帖子说销钉没有螺栓头,所以扭矩更小。这个说法是不对的,因为销钉密封虽然没有螺栓头,但是它多了一个密封接触面,本质上类似螺栓头,而且这个面是锥形,所以它的力要比预紧力大很多。这个力的扭矩是很大的,被我忽略了,所以我错误的根本原因是这里。 于是第二个问题来了,为什么销钉的预紧力也大很多,我个人目前的解释是销钉是压缩,普通螺栓是拉伸,压缩比拉伸强很多,其实是疲劳强度 |
楼主,我的理解: 1. 靠螺纹来施加在锥面上起密封作用的话,螺纹的扭矩范围会比较大,而且力值也会比较大。原因是每一圈的螺纹都要受力且误差都不一致。 2. 可以假设:取消螺纹,留出间隙,直接施加一个轴向力作用在锥销上,记录锥销起密封作用时的力值。 要通过计算验证100牛米的合理性的话,你就先算第二点的轴向力,再算螺纹需要多少扭矩能产生这个轴向力,应该就可以了。非专业,只是提供一个思路供参考 |
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