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 = 2000 TK / p fd ² l. (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 = 10³ pd (C ₁ / E ₁ + C ₂ / E ₂) – (3.10)

деформация деталей по формуле Ляме для толстостенных цилиндров из теории упругости, мкм, где С ₁, С ₂ – коэффициенты жесткости:

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

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

где d – диаметр соединения, мм;

d ₁ – диаметр отверстия пустотелого вала (для сплошного вала d ₁ = 0);

d ₂ – 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 (Ra ₁ + Ra ₂) – (3.12)

поправка на обмятие микронеровностей, где Ra ₁ и Ra ₂ – средние арифмети-ческие отклонения профиля поверхностей (из чертежа или [1, c.349]).

3) d _t = 10³ d [(t ₂ – 20⁰) a₂ – (t ₁ – 20⁰) a₁ ] – (3.13)

поправка на температурную деформацию, мкм,

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

t ₁, t ₂ – соответственно объемная температура охватываемой и охватываю-щей деталей, ⁰ С.

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 / d ₂)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 = p dlp _max f _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, ⁰ С, [1, c.83]:

t ⁰ = 20⁰ + (N _maxП + Z _СБ) / (10³ d a₂) £ [ t ⁰], (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 t ⁰ не должна вызывать структурных изменений в материале при нагреве: для стали [ t ⁰] = 230...240 ⁰ С для бронзы [ t ⁰] = 150...200 ⁰ С.

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 – d ₁) / 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 = 2000 ST / (p fd_m ² l ₁), (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 + d ₁)/2;

l ₁ – длина соединения.

Потребная сила затяжки (запрессовки) соединения для передачи момента F _З = 10³ ST (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_Т2p d_ml ₁ (f _П + 0, 5 K) [1 – (d_m / d ₂)²], (3.20)

где d ₂ – наружный диаметр ступицы, мм;

s_Т2 – предел текучести материала ступицы, МПа.

Потребная сила распрессовки соединения

F _P = 10³ ST (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 D 1 = 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	D 1	h 1	h 2	d	D 1	h 1	h 2
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].