§ 7.3. Оценка и область применения

Из рассмотренного следует, что прессовое соединение относится к группе неразъемных и предварительно напряжен­ных. Разборка соединения затруднена, связана с применением специальных приспособлений и сопровождается поврежде­нием посадочных поверхностей. Однако в зависимости от натяга и технологии сборки могут быть получены соедине­ния, сохраняющие свою работоспособность при повторных сборках.

Основное положительное свойство прессового соединения — его простота и технологичность. Это обеспечивает срав­нительно низкую стоимость соединения и возможность его применения в массовом производстве. Хорошая цен­тровка деталей и распределение нагрузки по всей по­садочной поверхности позволяют использовать прессовое соединение для скрепления деталей современных высоко­скоростных машин.

Существенный недостаток прессового соединения — зави­симость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету: широкого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соединения и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вслед­ствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволя­ющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию прессового соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С по­мощью прессовых посадок с валом соединяют Зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродви­гателей, диски турбин и т. п. Прессовые посадки используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10) и пр. На практике часто применя­

ют комбинацию прессового соединения со шпоночным (рис. 7.10). При этом прессовое соединение может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки воспринимается прессовой посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае прессовую посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центровки деталей. Точный расчет комбинирован­ного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — прессовым или шпоночным. Неточность та­кого расчета компенсируют выбором повышенных допуска­емых напряжений для шпоночных соединений при прессовых посадках.

§ 7.4. Соединение посадкой на конус

Рис. 7.11

Такие соединения применяют для закрепления деталей на концах валов (рис. 7.11). Давление на конической поверх­ности образуется в результате затяжки гайки. В остальном со­единении подобно прессовому.

В отличие от прессового соедине­ния легко монтируется и демон­тируется без применения специ­ального оборудования (например, прессов). Это удобно для соеди­нений узлов, монтаж и демонтаж которых производят не только при сборке изделия на заводе, но и в процессе эксплуатации.

Задачей расчета является определение момента Т, который может передавать соедине­ние при заданных размерах и силе F_jai затяжки гайки. Учитывая малое значение а<3°, приближенно полагаем, что равнодействующие нормальных давлений F_n и сил трения F„f располагаются по окружности среднего диаметра со­единения d_cp; из равновесия ступицы получим

^ат /0,5</_ср/(sin а +/ cos а) > КТ. (7.13)¹

Обычно принимают стандартную конусность 1/10. При этом ' а = 2°5Г40"; коэффициент трения /»0,11 ...0,13; ко­эффициент запаса Kzt 1,2... 1,5. За расчетный момент Т принимают максимальный; F_JaI определяют по форму­ле (1.6), в которой T_3ar = FJ_t, где l_Kx\5d—длина стан­дартного ключа (d—диаметр резьбы), 150...200 Н — сила на ключе.

Если условие (7.13) не соблюдается, соединение усиливают шпонкой. Расчет шпоночного соединения выполняют по полному моменту нагрузки Т [см. формулу (6.1)]. Влияние посадки на конус учитывают, как и в прессовых посадках, при выборе допускаемых напряжений [а_см].

Вопросы для самоподготовки

1. Как образуется прессовое соединение и за счет каких сил оно передает нагрузку?

2. Оценка прессового соединения по сравнению со шпоночным и шлицевым.

3. По каким натягам рассчитывают прочность соединения и прочность деталей?

4. Почему в прессовом соединении наблюдается коррозионно-механическое изнашивание? Способы его уменьшения.

Пример расчета. 7.1. Подобрать посадку, обеспечивающую соединение червячного колеса с валом (см. рис. 7.10, шпонку не учитывать), по следующим данным. Соединение нагружено моментом Т= 1300 Н м и осевой силой = 2500 Н. Диаметр соединения */=60 мм, условный наружный диаметр ступицы */₂⁼ 100 мм, вал сплошной (с1₁ = 0), длина ступицы /=90 мм. Центр колеса отлит из стали 35Л (а_т = 280 МПа), вал изготовлен из ст^ли 45 (а_т = 340 МПа), допускается 2-й или 3-й класс точности изготовления, шероховатости вала и отверстия Я₂₁ =Л_г2 = 6,3 мкм, сборка осуществляется прессованием. Допускается вероятность безотказной работы или коэффици­ент надежности /* = 0,97.

Решение. По формуле (7.4), принимая /=0,1 и К=2, определяем давление р, обеспечивающее передачу заданной нагрузки:

2 «^43,3² -10⁶ Ч- 2,5² * 10⁶

0,1 я • 60 • 90 =⁵¹’^2МПа’

где /*, = 2 • 1300 • 10³/60 = 43,3 • 10³ Н.

Определяем расчетный натяг по формуле (7.5):

/С, С₂\ /0,7 + 2,4\

Ы^р<1\ —+ — =51,2-60 _т =0,046 мм,

Е₂) \ 21 • 10

где С₁ = 1 -0,3 = 0,7;

С₂ = (100² + 60²)/(100² —60²) + 0,3%2,4.

По формуле (7.6) определяем потребный минимальный натяг:

Кип )р.сч >N+«=0,046 + 0,015 = 0,061 мм,

где и = 1,2 (6,3 + 6,3)« 15 мкм = 0,015 мм.

По таблицам стандарта этот минимальный вероятностный натяг может гарантировать посадка 06ОН7/и7, для которой отклонения отверстия 0 и +30 мкм; отклонения вала +87 и +117 мкм; наименьший натяг (^тй»)табл ^{= 0}>087-0,030 = 0,057 мм; наибольший натяг (Л'_тах)табл =

= 0,117-0 = 0,117 мм.

Отмечаем, что (^_т1п)_табл <(Л^г_мин)_расч. Проверяем условие прочности с_ учетом заданной вероятности отказа [см. формулу (0.1), где N=0,5 (0,057 + 0,117) = 0,087 мм, Т₀ = 0,030 - 0 = 0,030 мм, Т_й = 0,117 - — 0,087 = 0,030 мм], С=0,31:

ЛГ,_т|п = 0,087-0,31 ^/0,03² + 0,03² = 0,074 мм; ^_Рт„ = 0,10 мм.

При этом N_Pmin>(N_min)_pлcч — условие прочности соединения удовлетворяется.

Допустимость посадки по условию прочности деталей проверяем по формулам (7.9) и (7.10).

Удельное давление, вызывающее пластические деформации в деталях: /?_т = 280(100² — 60²)/(2 • 100²)»95 МПа для ступицы; р_Т = 340/2= 170 МПа для вала.

Максимальный расчетный натяг посадки находим по формуле (7.8):

Соответствующее этому натягу давление

р' = р№/N=51,2 • 0,085/0,046 = 94,6 МПа</?_т.

Следовательно, намеченная посадка при наибольшем вероятностном натяге не вызывает пластических деформаций в посадочных поверхностях ступицы и вала. Перерасчет прочности соединения с учетом возможных пластических деформаций по формулам (7.11) не требуется.

В заключение отметим, что расчет с учетом вероятности безотказной работы /* = 0,97 позволил повысить допускаемую нагрузку в ~1,3 раза.

Раздел второй МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ

V ⁶¹ вл.

Г 1 /у Ь"

ДЙигатель		Исполнитель-р ный орган * машины 1
Передача

Рис. 8.1

Механической передачей называют механизм, который преобразует параметры движения двигателя при передаче исполнительным органам машины (рис. 8.1, а). Необходимость введения передачи как промежуточного зве­на между двигателем и исполнительными органами машины связана с решением различных задач. На­пример, в автомоби­лях и других транс­портных машинах требуется изменять величину скорости и направление движения, а на подъемах и при трогднии с места в несколько раз увеличивать вращающий момент на ведущих колесах» Сам автомобильный двигатель не может выполнить эти требования, так как он работает устойчиво только в узком диапазоне изменения вращающего момента и угловой скорости. При выходе за пределы этого диапазона двигатель останавливается (глохнет). Подобно автомобильному, слабо регулируются многие другие двига­тели, в том числе и большинство электродвигателей.

Согласование режима работы двигателя с режимом работы исполнительных органов машины осуществляют с по­мощью передач.

В некоторых случаях регулирование двигателя возможно, но нежелательно по экономическим причинам, так как двигатели имеют низкий к.п.д. за пределами нормального режима работы.

Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности; оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с передачей, понижающей угловую скорость, вместо тихоходных двигателей без передачи. Роль понижа­ющей передачи в современном машиностроении значительно возросла в связи с широким распространением быстроходных двигателей.

В некоторых случаях передачи используют как преоб­разователи вращательного движения в поступательное, вин­товое и др.

Краткое перечисление основных функций передач позволя­ет отметить их большое значение для машиностроения. В связи с этим совершенствованию и развитию передач уделяют много внимания: расширяют пределы передаваемой мощности и скорости, снижают габариты и массу, увеличи­вают долговечность и пр.

В машиностроении применяют механические, электричес­кие, гидравлические и пневматические передачи. Наиболее распространены механические передачи. Их применяют не только как самостоятельные, но и в сочетании с другими видами передач.

В курсе «Детали машин» изучают только механические передачи общего назначения. Все механические передачи разделяют на две основные группы: передачи, основанные на использовании трения (ременные, фрикционные); передачи, основанные на использовании зацепления (зубчатые, червяч­ные, цепные, винтовые).

Ниже приведены основные параметры передач. В каждой передаче (рис. 8.1,6) различают два основных вала: входной и выходной, или ведущий и ведомый. Между этими валами в многоступенчатых передачах располагаются промежуточ­ные валы.

Основные характеристики передач: мощность /^>₁ на входе и Р₂ на выходе, Вт; быстроходность, которая выражается частотой вращения л₁ на входе и п₂ на выходе, мин^-1, или угловыми скоростями ю₁ и оо₂, с . Эти характеристики минимально необходимы и достаточны для проведения проектного расчета любой передачи.

Кроме основных различают производные характеристики: коэффициент полезного действия (к.п.д.)

Ц = Р₂/Р1, или ц = \-Р_г/Р_г,

где Р_г — мощность, потерянная в передаче;

передаточное отношение, определяемое »в направлении потока мощности,

/ = (0₁/(0₂ = л₁/л₂.

Производные характеристики часто используют взамен основных. Например, передачу можно определить с помощью

р 1, «1, и л-

При /> 1, и, >«₂ передача понижающая, или редуктор. При /<1, п_у<п₂ передача повышающая, или мультипликатор.

Наибольшее распространение имеют понижающие переда­чи, так как частота вращения исполнительного механизма в большинстве случаев меньше частоты вращения двигателя.

Передачи выполняют с постоянным или переменным (регулируемым) передаточным отношением. Как те, так и другие широко распространены. Регулирование передаточ­ного отношения может быть ступенчатым или бесступен­чатым. Ступенчатое регулирование выполняют в коробках скоростей с зубчатыми колесами, в ременных передачах со ступенчатыми шкивами и т. п.; бесступенчатое регулирова­ние— с помощью фрикционных или цепных вариаторов. Применение того или иного способа регулирования переда­точного отношения зависит от конкретных условий работы машины, которую обслуживает передача. Механические пе­редачи ступенчатого регулирования с зубчатыми колесами обладают высокой работоспособностью и поэтому широко применяются в транспортном машиностроении, станкост­роении и т. п. Механические передачи бесступенчатого ре­гулирования обладают меньшей нагрузочной способностью и имеют меньшее распространение. Их применяют в ос­новном для малых мощностей (до 10... 15 кВт). Конкурентами этих передач являются электрическая и гидравлическая передачи, которые позволяют передавать большие мощности и иметь сравнительно простую систему автоматического регулирования.

При расчете передач часто используют следующие за­висимости между различными параметрами: выражение мощ­ности Р, Вт, через окружную (тангенциальную) силу Н, и окружную скорость V, м/с, колеса, шкива, барабана и т. п.:

/>=/=>;

выражение вращающего момента Т, Н м, через мощность Р, Вт, и угловую скорость ю, с^-1:

Т=Р/(о, где (о = тш/30;

связь между вращающими моментами на ведущем 7\ и ведомом Т_г валах через передаточное отношение / и КПД г\\

Т_г = Т,щ.