Волновые зубчатые передачи Редукторы Основные понятия о ременных передачах Передачи плоским ремнем Валы и оси Подшипники скольжения Муфты

Надежность машин Соединения деталей машин Соединения с натягом Расчет шпоночных соединений Механические передач Вариаторы Конструкции колес зубчатых передач Расчет на контактную прочность Цилиндрические косозубые передачи

Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин

Соединения с натягом

Натяг в соединении создают необходимой разностью посадочных размеров насаживаемых одна (втулка) на другую (вал) деталей. При этом диаметр вала несколько больше диаметра отверстия втулки. Взаимная неподвижность соединяемых деталей обеспечивается силами трения, возникающими на поверхности контакта деталей вследствие их упругого деформирования. Увеличению коэффициента трения (сцепления) способствует химико-термическая обработка поверхности вала или нанесение различных покрытий: оксидирование, цинкование, азотирование; покрытие абразивным микропорошком (карбид бора, карбид кремния).

Наибольшее распространение получили цилиндрические соединения, в которых одна деталь охватывает другую по цилиндрической поверхности, а требуемый натяг обеспечивают подбором соответствующей стандартной посадки. С натягом можно соединять детали и по другим поверхностям, например по конической, призматической и др.

Соединения с натягом применяют для соединения с диском венцов зубчатых и червячных колес (рис. 5.1), для соединения с валом зубчатых (см. рис. 19.3) и червячных колес, шкивов, звездочек, внутренних колец подшипников качения (рис. 5.2), роторов электродвигателей и т. д. Их используют при изготовлении составных коленчатых валов, звеньев приводных цепей (см. рис. 26.2), для соединения железнодорожного колеса с осью, бандажом.

Соединения деталей с натягом относят к неразъемным соединениям условно, так как они допускают ограниченное число разборок и новых сборок.

Цилиндрические соединения по способу сборки разделяют на собираемые запрессовкой и температурным деформированием.

Запрессовку деталей производят на гидравлических, винтовых или рычажных прессах. Для предупреждения задиров и уменьшения сил запрессовки сопрягаемые поверхности смазывают маслом. Скорость запрессовки не более 5 мм/с.

 

Рис. 5.1. Червячное колесо с напрессованным зубчатым венцом


Рис. 5.2. Крепление внутреннего

кольца подшипника на валу

посадкой с натягом

Сборку температурным деформированием производят с предварительным нагревом охватывающей (втулки) или охлаждением охватываемой (вала) детали. Температура нагрева должна быть ниже температуры низкого отпуска, чтобы не происходило структурных изменений в металле. Для сталей допускаемая температура нагрева |t| = 230...240 0С, для бронз [t] - 150...200 °С. Охватывающую деталь нагревают в масле (до 130 °С), в электрической или газовой печи (до 240 °С). Охватываемую деталь охлаждают сухим льдом (-80 °С) или жидким воздухом (-190 °С). Применение жидкого воздуха требует соблюдения норм безопасности, при этом детали должны быть тщательно обезжирены.

Несущая способность соединений со сборкой температурным деформированием выше, чем собранных запрессовкой (~ в 2 раза).

Для сборки соединения применяют также гидропрессование, заключающееся в подводе к поверхности контакта через специальные сверления и кольцевую канавку масла под давлением.

В последнее время появились так называемые термомеханические соединения, в которых натяг создают применением конструкционных элементов с «памятью формы». Это свойство присуще, например, никель-титановому сплаву, обладающему обратимым мартенситным превращением. Деталь из сплава радиально деформируют (втулку — дорном, вал — фильерой) в мартенситном состоянии при низких температурах (-196 °С). После сборки соединения в процессе последующе-ю нагрева до рабочей температуры деталь восстанавливает прежние (до деформирования) размеры, создавая на поверхности контакта давление до 200...400 Н/мм2.

Достоинства соединений с натягом.

1. Простота и технологичность конструкции, точное центрирование соединяемых деталей.

  Высокая нагрузочная способность.

Надежная работа при переменных и ударных нагрузках.

Недостатки.

Сложность сборки и особенно разборки.

Рассеивание нагрузочной способности в связи с нестабильностью коэффициента трения (сцепления) и отклонениями действительных сопрягаемых размеров.

Высокая концентрация напряжений.

Снижение натяга с течением времени от истирания и контактной коррозии при микропроскальзываниях поверхностных слоев вала и втулки.

Расчет цилиндрических соединений с натягом

Нагрузочную способность соединения обеспечивает натяг в пределах выбранной посадки. Величину необходимого натяга определяют потребным контактным давлением q на посадочной поверхности соединяемых деталей. Это давление должно быть таким, чтобы силы трения, возникающие на посадочной поверхности, оказались больше внешних сдвигающих сил.

Контактные давления по длине соединения распределяются неравномерно (рис. 5.3). Концентрация давлений у торцов втулки вызвана вытеснением сжатого материала от середины в обе стороны. У торцов они больше средних давлений в 2...3 раза.

Упрощенный расчет соединений с натягом основан на предположении, что контактные давления распределяются равномерно по поверхности контакта.

Нагрузочная способность соединения с натягом при нагружении одновременно осевой силой Fa, Н, и вращающим моментом Т, Н • м, обеспечивается соблюдением условия (рис. 5.3):

Рис. 5.3. Расчетная схема соединения с натягом

откуда среднее контактное давление

(5.1)

где q— Н/мм2; К= 2..4,5 — коэффициент запаса сцепления для предупреждения снижения несущей способности из-за нестабильности коэффициента сцепления (трения) и контактной коррозии (изнаши-вания посадочных поверхностей вследствие их микроскольжения при действии переменных напряжений, пиковых нагрузок, особенно в период пуска и останова); d, l — диаметр и длина посадочной поверхности, мм; f— коэффициент сцепления (трения).

Для стальных и чугунных деталей при сборке запрессовкой f= 0,07; при сборке температурным деформированием f=0,14. Если одна из деталей

стальная или чугунная, а другая бронзовая или латунная, то при сборке запрессовкой f =0,05; при сборке температурным деформированием f =0,07.

Расчетный натяг Np, мкм, равный по значению совместной деформации деталей соединения, связан с контактным давлением q зависимостью Ляме (см. курс сопротивления материалов) для расчета толсто-

стенных полых цилиндров:

(5.2)

коэффициенты жесткости:

(5.3)

Здесь d-номинальный диаметр соединения (см. рис. 5.3); d1—диаметр отверстия в охватываемой детали (для сплошного вала d1 = 0); d2 - наружный диаметр охватывающей детали;

Е1, и Е2 — модули упругости материалов охватываемой и охватывающей деталей (для сталей £"=2,1 • 105 Н/мм2; для чугуна Е= 105 Н/мм2; для бронзы E=0,9-105 Н/мм2);

V1 и v2 — коэффициенты Пуассона материалов охватываемой и охватывающей деталей (для стали v = 0,3; для чугуна v = 0,25; для бронзы, v = 0,35).

При сборке соединения микронеровности посадочных поверхностей частично сминаются (рис. 5.4). Для компенсации этого требуемый натяг N посадки, измеряемый по вершинам микронеровностей, принимают больше расчетного натяга NP на величину поправки uR, мкм, на обмятие микронеровностей. Как показывает опыт, эта поправка составляет

(5.4)

где Ra1 и Ra2 — средние арифметические отклонения профиля микронеровностей посадочных поверхностей. Наиболее распространенные

Рис. 5.4. Схема микронеровиостей посадочных поверхностей

значения параметра Ra для поверхностей деталей, соединяемых с натягом: 2,0; 1,6; 1,25; 0,8; 0,63; 0,4 мкм.

Если соединение с натягом подвержено нагреву в процессе работы и собрано из разных материалов (например, соединение бронзового зубчатого венца червячного колеса с чугунным или стальным диском), то вследствие разных температурных деформаций деталей может произойти ослабление натяга в соединении.

Минимальный требуемый натяг, необходимый для восприятия и передачи внешних нагрузок,

(5.6)

При больших натягах возможны пластические деформации деталей соединения. Прочность соединения определяет, как правило, охватывающая деталь.

Максимальный допустимый натяг, обеспечивающий прочность охватывающей детали,

(5.7)

где qmax — максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали. По гипотезе наибольших касательных напряжений

(5.8)

где σТ2


предел текучести материала охватывающей детали.

Значения натягов Nmin и Nmax выбранной посадки подсчитывают с учетом рассеивания размеров отверстия и вала:

а) допуски размеров (рис. 5.5):

отверстия TD= ES- EI; (5.9)

вала Td=es-ei,  (5.10)

гдe ES и EI— верхнее и нижнее отклонения размера отверстия; es и ei - верхнее и нижнее отклонения размера вала;

Рис. 5.5. Схема расположения полей допусков вала и отверстия посадки с натягом в системе отверстия

б) средние отклонения размеров:

отверстия Еm= 0,5(ES+ EI);
вала em = 0,5(es+ ei);

в)  средний натяг посадки

N =р - F ■

г) рассеивание натяга (рис. 5.6)


Рис. 5.6. График к расчету натяга (нормальный закон распределения вероятностей)


д) наименьший и наибольший вероятностные натяги выбранной посадки:

(5.15)

 (5.16)

Материал деталей соединения


Сталь — сталь 0,20

Сталь —чугун 0,14

Сталь — бронза, латунь  0,10

Чугун — бронза, латунь 0,08

При сборке соединения температурным деформированием определяют: температуру нагрева охватывающей детали

или температуру охлаждения охватываемой детали


(5.18)

(5.19)

где t— °С; d—мм, Nmах — мкм; α — коэффициент линейного расширения материала нагреваемой или охлаждаемой детали, 1/°С (см. выше), Zc6=10...20 мкм — зазор для облегчения сборки.

Конические соединения по сравнению с цилиндрическими обеспечивают возможность легкого монтажа и демонтажа, большего числа повторных сборок. Их применяют для закрепления деталей на концах валов (см. рис. 27.8, а). Натяг в соединении создают затяжкой гайки, которую контролируют динамометрическим ключом или по осевому перемещению ступицы. Конусность принимают 1/10... 1/50; отношение длины к диаметру l/d= 1,0...1,5. Эти соединения считают перспективными. Расчеты их аналогичны расчетам цилиндрических соединений.

Подбор посадок с натягом ведут в последовательности, изложенной в решении примера 5.1.

Рекомендации по конструированию соединений с натягом

Рис. 5.7. Приемные фаски на деталях соединения с натягом

1. Для облегчения сборки соединения запрессовкой на прессе и во избежание образования заусенцев соединяемые детали должны иметь приемные фаски: e = 0,01d + 2 мм, где d— номинальный диаметр соединения (рис. 5.7). При наличии свободного места на валу рекомендуется выполнять центрирующий участок с посадкой с зазором (рис. 5.8, б).

Рис. 5.8. Конструктивные средства повышения усталостной прочности валов в местах посадок с натягом

2. Для повышения усталостной прочности вала под ступицей обычно номинальный посадочный диаметр увеличивают на 5% с применением плавных переходов — галтелей (рис. 5.8, а). Для той же цели могут быть применены разгрузочные канавки на валах (рис. 5.8, б) или кольцевые проточки на торцах ступиц (рис. 5.8, в), укорочение посадочной части вала (рис. 5.8, а).

Сопротивление усталости валов под ступицами может быть повышено пластическим деформированием (обкатка роликами), химико-термической обработкой (азотирование), поверхностной закалкой, обработкой лучом лазера, плазмой.

Контрольные вопросы

Какими  способами можно собрать соединение с натягом по цилиндрическим поверхностям?

Каковы преимущества и недостатки соединений с натягом по сравнению с другими видами соединений? В каких случаях их применяют?

Каковы условия передачи соединением с натягом внешней нагрузки: осевой силы, вращающего момента?

От каких факторов зависит нагрузочная способность соединения с натягом?

Какой зависимостью связан расчетный натяг цилиндрического соединения с коп-1лктным давлением?

Исходя из чего определяют минимальный требуемый и максимальный допустимый натяги соединения? Как выбирают необходимую посадку по таблицам стандартов?

Как создают натяг в конических соединениях?

Резьбовые соединения Резьбовые соединения являются наиболее распространенными разъемными соединениями. Их образуют болты, винты, гайки и другие метали с резьбой. Основным элементом соединения является резьба, которая получается путем прорезания или накатки на детали канавок по винтовой линии.

Основные типы резьб Метрическая резьба — наиболее распространенная из крепежных резьб. Имеет профиль в виде равностороннего треугольника: α = 60°, γ = 30°. Вершины витков и впадин притупляются по прямой или дуге, что предохраняет резьбу от повреждений, уменьшает концентрацию напряжений, удовлетворяет нормам техники безопасности.

Стандартные крепежные детали С учетом разнообразных условий применения стандартами предусмотрены различные геометрические формы и размеры болтов, винтов, шпилек, гаек и шайб.