Оценка и область применения

Основное положительное свойство соединения с натягом — его простота и технологичность. Это обеспечивает сравнительно низкую стоимость соединения и возможность его применения в массовом производстве. Хорошее центрирование деталей и распределение нагрузки по всей посадочной поверхности позволяют использовать соединение в современных высокоскоростных машинах.

Рис.72. Рис.73.

Существенный недостаток соединения с натягом — 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 соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис.72), червячных колес (рис. 73) и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным. При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки воспринимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования 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 — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений.

Соединение посадкой на конус

Такие соединения применяют для закрепления деталей на концах валов (рис. 74). Давление на конической поверхности образуется в результате затяжки гайки. В остальном соединение подобно соединению посадкой с натягом. В отличие от последнего 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_MT затяжки гайки. Учитывая малое значение α<3°, приближенно полагаем, что равнодействующие нормальных давлений F_n и сил трения располагаются по окружности среднего диаметра соединения d_m; из равновесия ступицы получим

Обычно принимают стандартную конусность 1:10. При этом α =2°51'40"; коэффициент трения f ≈ 0,11...0,13; коэффициент запаса K ≈ 1,2... 1,5. За расчетный момент Τ принимают максимальный; F_зат определяют по формуле (11.21), в которой T_зав = F_кl_к, где l_к ≈ 15d —длина стандартного ключа (d — диаметр резьбы), F_к ≈ 150...200 Η — сила на ключе.

Если условие (10.21) не соблюдается, соединение усиливают шпонкой. Расчет шпоночного соединения выполняют по полному моменту нагрузки. Влияние посадки на конус учитывают, как и в посадках с натягом, при выборе допускаемых напряжений [σ_см].

Натяг и кон­тактные давления создают, например, затяжкой гайки, нагружающей соединение осевой силой F_зат. В отличие от цилиндрического коническое соединение легко монтируют и демонтируют без применения специального обо­рудования. Другие достоин­ства: точное центрирование, возможность контроля натяга по осевому перемещению или силе затяжки, возможность многократных сборок и раз­борок, а также подтяжки при ослаблении натяга в эксплуа­тации. Эти соединения счита­ются перспективными, область их применения расширяется.

Рис.74.

Давление р (МПа) на рабочей поверхности при осевой силе F_зат (Н) затяжки равно

где d_m и l - соответственно средний диаметр и длина соединения, мм;

f - коэффициент сцепления (трения), f ≈ 0,12; α - угол наклона образующей конуса к оси вала.

Из приведенного соотношения следует, что при больших значе­ниях угла α требуется большая сила затяжки соединения для сохра­нения того же уровня контактного давления р.

Для выходных концов валов наиболее часто применяют конус­ность 1:10, при этом α = 2°51'45", tgα = 0,05.

Вращающий момент Т (Нм), который может передать соедине­ние, находят предполагая, что равнодействующие нормальных дав­лений и сил трения расположены на окружности среднего диаметра d_m:

Требуемая сила F_зат затяжки для передачи соединением задан­ного вращающего момента Т

где К= 1,3…1,5 - коэффициент запаса сцепления; f_пр - приведен­ный коэффициент сцепления (трения);