Соединения с натягом

В последнее время для передачи вращающего момента с колеса на вал все чаще применяют посадки с гарантированным натягом. Нагрузка передается за счет сил трения между сопряженными поверхностями, где необходимое для

Таблица 3.2 – Соединения шлицевые прямобочные (из ГОСТ 1139–80)

Таблица 3.3 – Соединения шлицевые эвольвентные (из ГОСТ 6033–80)

Таблица 3.4 – Допускаемые напряжения [s_СМ], МПа, [2, c.136]

этого нормальное давление создается силами упругих деформаций вала и ступицы.

Большое рассеяние сил сцепления вследствии рассеяния действительных посадочных размеров и коэффициентов трения, циклическое изменение напряжений и усталость материалов поверхностных слоев приводят к ослаблению натяга, микроскольжению поверхностей и их изнашиванию, к, так называемой, контактной коррозии. Натяг в соединении прогрессивно уменьшается и наступает момент, когда колесо провернется на валу.

Для предотвращения этого в соединениях с натягом следует преду-сматривать запас сцепления К [1, c.81]:

а) для колес промежуточных валов редукторов ........................ К = 4,5;

б) для концов выходных валов редукторов, на которых установлены :

1) соединительные муфты .................................................. К = 3;

2) звездочки цепных передач ............................................. К = 3,5;

3) шкивы ременных передач ............................................... К = 4;

4) колеса открытых зубчатых передач ................................ К = 3,5.

3.4.1 Цилиндрические соединения с натягом

Расчет соединения включает:

а) определение потребного давления р на сопряженных поверхно-стях в зависимости от нагрузки ;

б) расчет необходимого натяга по величине р и выбор посадки ;

в) проверку прочности соединяемых деталей.

3.4.1.1 Среднее контактное давление для передачи момента Т [1, c.81], МПа :

p = 2000TK / pfd ²l . (3.8)

Влиянием осевой силы F_a в зацеплении ввиду его малости пренебрегают

(например, с учетом F_a давление для цилиндрических и червячных колес увеличивается всего в 1,005 раза, а для конических колес с круговым зубом в 1,02 раза).

Коэффициенты трения f :

Формула (3.8) справедлива в предположении равномерного распределения давления по длине соединения. Это допустимо для короткой ступицы при l / d £ 1,0.

3.4.1.2 Потребный минимальный натяг для передачи нагрузки [1, c.82], [2, c.84], мкм : [N_min] ³ d + u + d_t , (3.9)

В формуле (3.9) : 1) d = 10³pd (C₁ / E₁ + C₂ / E₂) – (3.10)

деформация деталей по формуле Ляме для толстостенных цилиндров из теории упругости, мкм, где С₁, С₂ – коэффициенты жесткости:

С₁ = [1 + (d₁ / d)²] / [1 – (d₁ / d)²] - m₁ ;

С₂ = [1 + (d / d₂)²] / [1 – (d / d₂)²] + m_{2_}, (3.11)

где d – диаметр соединения, мм;

d₁ – диаметр отверстия пустотелого вала (для сплошного вала d₁ = 0);

d₂ – наружный диаметр ступицы, мм;

m – коэффициент Пуассона : для стали – 0,3; для чугуна – 0,25; для бронзы (латуни) – 0,35 ;

Е – модуль упругости, МПа ; для стали – 2,1×10⁵, чугуна – 0,9×10⁵ ; оловянной бронзы – 0,8×10⁵; безоловянной бронзы и латуни – 10⁵.

2) u = 5,5 (Ra₁ + Ra₂) – (3.12)

поправка на обмятие микронеровностей, где Ra₁ и Ra₂ – средние арифмети-ческие отклонения профиля поверхностей (из чертежа или [1, c.349]).

3) d_t = 10³d[(t₂ – 20⁰) a₂ – (t₁ – 20⁰) a₁ ] – (3.13)

поправка на температурную деформацию, мкм,

где a₁ , a₂ – коэффициенты линейного температурного расширения, 1/⁰C: для стали – 12×10^–6; чугуна – 10×10^–6 ; бронзы, латуни – 19×10^–6 ;

t₁, t₂ – соответственно объемная температура охватываемой и охватываю-щей деталей, ⁰С.

Особенно следует учитывать d_t при подборе посадки зубчатых венцов червячных колес, которые значительно нагреваются при работе передачи. 3.4.1.3 Максимальный натяг, допускаемый прочностью охватывающей детали (ступицы, червячного венца и т.д.), мкм :

[N_max] £ d[p_max] / p + u, (3.14)

где [p_max] = 0,5 s_Т2[1 – (d / d₂)²] – (3.15)

максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали по пределу текучести s_Т2 , МПа.

3.4.1.4 Выбор стандартной посадки по соотношениям [N_min] £ N_minП и

[N_max] ³ N_maxП , где N_minП и N_maxП – соответственно минимальный и максимальный вероятностные натяги посадки по таблице 3.5.

Таблица 3.5 – Значения вероятностных натягов N_minП / N_maxП, мкм, для посадок [1, c.83]

3.4.1.5 Для выбранной посадки определяют силу запрессовки или температуру нагрева охватывающей детали.:

1. Сила прессования [1, c.83], Н

F_П = pdlp_maxf_П, (3.16)

где p_max= (N_maxП – u)p/d – давление от натяга N_maxП выбранной посадки, МПа;

f_П – коэффициент сцепления при прессовании :

2. Температура нагрева охватывающей детали, ⁰С, [1, c.83]:

t⁰ = 20⁰ + (N_maxП + Z_СБ) / (10³da₂) £ [t⁰] , (3.17)

где Z_СБ – зазор для удобства сборки, мкм, принимаемый в зависимости от диаметра вала d :

d, мм .............. св. 30 до 80 св. 80 до 180 св.180 до 400

Z_СБ, мкм .................. 10 15 20

Температура t⁰ не должна вызывать структурных изменений в материале при нагреве : для стали [t⁰] = 230...240 ⁰С для бронзы [t⁰] = 150...200 ⁰С.

3.4.2 Конические соединения с натягом

Различают прессовые (рисунок 3.4а) и затяжные (гайкой) (рисунок 3.4б) конические соединения с натягом.

Рисунок 3.4 – Конические соединения с натягом

Эти соедине-ния считаются перспективными и их при-менение рас-ширяется за счет более то-чного установ ления и конт-роля натяга (по осевому смещению),

возможности неограниченного числа разборок и сборок.

Конусность К = (d – d₁) / l = 2 tga, где l = (1...1,2)d – длина конуса,

a – угол наклона образующей.

Для прессовых бесшпоночных соединений рекомендуется К = 1 : 100...

1 : 50, для затяжных соединений – К = 1 : 20... 1 : 5. Для конических концов валов по ГОСТ 12081–72 К = 1 : 10.

При передаче момента Т необходимое давление р на поверхности деталей определяется по формуле (3.8), как для цилиндрических соединений:

p = 2000ST / (pfd_m²l₁), (3.18)

где S = 1,3...1,5 – [3, c.117] коэффициент запаса сцепления;

f – коэффициент трения пары вал–ступица (см. с.9) ;

d_m – средний диаметр соединения; на практике принимают d_m = (d + d₁)/2;

l₁ – длина соединения.

Потребная сила затяжки (запрессовки) соединения для передачи момента F_З = 10³ST (2 + K / f_П ) / d_m, (3.19)

где f_П – коэффициент сцепления при прессовании ( см. с.11).

Максимально допустимая сила затяжки по условию прочности [3, c.117];

F_Зmax = 0,5 s_Т2pd_ml₁ (f_П + 0,5K) [1 – (d_m / d₂)²], (3.20)

где d₂ – наружный диаметр ступицы, мм;

s_Т2 – предел текучести материала ступицы, МПа.

Потребная сила распрессовки соединения

F_P = 10³ST (2 – K / f_П) / d_m (3.21)

3.5 Опоры вала – подшипники

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипников качения (в дальнейшем обозначено ПК)

выбирают по следующим рекомендациям [1, c.47].

3.5.1 Для цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов чаще всего применяют шариковые радиальные и радиально–упорные ПК. При чрезмерно больших размерах шариковых ПК (при невыполнении условий компоновки ступеней редуктора) применяют роликовые конические ПК.

3.5.2 Для конических и червячных колес необходима точная и жесткая фиксация (регулирование) в осевом направлении. В качестве опор для них используют роликовые конические ПК.

3.5.3 Для опор валов конических шестерен по тем же соображениям применяют роликовые конические ПК. При частоте вращения n > 1500 мин^-1 выбирают шариковые радиально–упорные ПК.

3.5.4 Для опор червяков, нагруженных большими осевыми силами, применяют роликовые конические ПК. При длительной непрерывной работе с целью снижения тепловыделения используют также шариковые радиально–упорные ПК.

3.5.5 Для опор "плавающих" валов применяют радиальные с короткими цилиндрическими роликами ПК.

3.5.6 Схемы установки ПК

Валы (кроме "плавающих") должны быть зафиксированы в опорах от осевых перемещений. По способности фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие (односторонние и двухсторонние) и "плавающие" (осевое перемещение вала в любом направлении не ограничено). Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую силы, "плавающая" – только радиальную.

На коротких валах (l / d £ 8...10, где l – расстояние между внутренними торцами ПК, d – диаметр вала под ПК) для односторонних фиксирующих радиально–упорных ПК применяют схемы установки "враспор" и "врастяжку": "враспор" – при расположении элементов передач внутри опор; "врастяжку" – при консольном (снаружи) расположении передач.

Для длинных валов (l / d > 10) одну опору выполняют двухсторонне–фиксирующей, другую "плавающей". В этом случае в качестве "плавающей" устанавливают опору, нагруженную наибольшей радиальной силой (для более равномерного износа ПК). Кроме того, фиксирующую опору рекомендуется выполнять вблизи выходного конца вала при соединении его муфтой с валом другой сборочной единицы.

3.5.7 При установке ПК на вал и в корпус необходимо выдерживать размеры заплечиков t (рисунок 3.5), позволяющих разместить захваты лап съемников за кольца ПК при их демонтаже.

Высоту t заплечиков определяет размер r фаски подшипников.

Наименьшую высоту t принимают равной [1, c.114] :

r, мм 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0

t, мм 1,0 1,8 2,5 3,0 4,0 4,8 5,5 6,5

Обычно t принимают равной половине толщины кольца ПК.

Рисунок 3.5 – Заплечики t для подшипников качения

Следует иметь в виду, что у кониче-ских роликовых ПК сепаратор выступает за торец наружного кольца. Поэтому сме жные с ПК детали должны отстоять на 4...6 мм от торца подшипника.

Таблица 3.6 – Размеры цилиндрических концов валов по ГОСТ 12080–66, мм, [1, c.432]

Таблица 3.7 – Размеры конических концов валов по ГОСТ 12081–72, мм, [1, c.432]

3.6.2 Для герметизации подшипниковых узлов на входных и выходных концах валов используют разнообразные уплотнительные устройства. Из них самыми распространенными являются манжетные уплотнения, применяемые при скоростях v до 20 м/с (тип 1 – манжеты однокромочные, тип 2 – однокро-мочные с пыльником) по ГОСТ 8752–79 (рисунок 3.7) из шести групп резины.

Размеры манжет даны в таблице 3.8 [1, c.432] Пример обозначения манжеты типа 1 для d = 50 мм с D1 = 72 мм из резины группы 4 : МАНЖЕТА 1 – 50 х 72 – 4 ГОСТ 8752–79. Схемы установки ман-жет для жидкой (рабо-чей кромкой внутрь) и пластичной (рабочей кромкой наружу плюс

Рисунок 3.7 – Манжеты

мазеудерживающее кольцо) смазок см. [1, c.181].

Таблица 3.8 – Размеры манжет по ГОСТ 8752–79, мм

Окончание таблицы 3.8
d	D1	h1	h2	d	D1	h1	h2
1 ряд	2 ряд	1 и 2 ряды	1 ряд	2 ряд	1 и 2 ряды
				––
	––
		––
		––
				––
		––
			––
Рисунок 3.8 – Стальные уплотнительные шайбы	На рисунке3.8 и в таблице 3.9 приведены размеры уплотнитель-ных стальных шайб [1, c.429], находящих все большее примене-ние. Установку стальных шайб в подшипниковых узлах см. [1, c.183, 187], [4, c.201].