Фрикционно-винтовые соединения

(общие сведения о клеммовых соединениях)

Фрикционные соединения применяются, когда необходимо закрепить детали на цилиндрических поверхностях осей, валов, колонн, кронштейнов и др. Нагрузка в таких соединениях передается за счет сил трения на поверхностях сопряженных деталей. Примерами фрикционных соединений являются: закрепление рычагов и зубчатых колес на валах, червячных колес на ступицах, посадка колец подшипников качения на валы, вагонных колес на оси и бандажей на колесные центры, шкивов на конические концы валов (рис. 1) и др.

Рис. 1. Фрикционные и фрикционно-винтовые соединения

Различают две группы фрикционных соединений: без дополнительных деталей (прессовые) и с нажимными устройствами (клеммовые, коническими кольцами и др.).

Фрикционные соединения получили широкое распространение благодаря простоте изготовления, хорошему центрированию деталей, достаточно высокой надежности, возможности соединения с валами Сложной формы (коленчатые и др.). Эти соединения не ослабляют сечения вала шпоночными пазами, штифтовыми отверстиями.

К недостаткам фрикционных соединений относятся: необходимость высокой точности обработки сопрягаемых поверхностей, трудность контроля надежности соединения в процессе работы, повышенная напряженность деталей, исключение повторной сборки, возможность возникновения фретгинг-коррозии и др.

Соединения с гарантированным натягом выполняются без использования резьбовых соединений.

Фрикционно-винтовыми соединениями, в которых силы трения в контакте соединяемых деталей создаются за счет затяжки винтов, являются: клеммовые, коническими затяжными кольцами и др.

Клеммовые соединения по конструктивным признакам подразделяются на два основных типа: со ступицей, имеющей прорезь (рис. 1), и с разъемной ступицей (рис. 2).

Клеммовое соединение с полностью разъемной ступицей (клеммой) более сложное по конструкции, однако позволяет осуществлять посадку на вал (в том числе и коленчатый) в любом его месте независимо от наличия на этом валу других деталей. Соединения с клеммами, имеющими прорезь, устанавливаются, как правило, только на концах валов.

Расчет клеммовых соединений выполняется в зависимости от точности изготовления клемм по одной из двух схем: жесткие клеммы с радиальным зазором (рис. 2, а) и гибкие клеммы без радиального зазора (рис. 2, б).

Рис. 2. Схемы к расчету клеммовых соединений

При недостаточной точности изготовления могут отличаться как диаметры полуклемм, так и диаметры клеммы и охватываемого вала. На рис. 3 показано соединение, детали которого имеют сопряженные поверхности различного диаметра, т. е. диаметры полуклемм и диаметр охватываемого вала не равны между собой. Можно допустить, что контакт деталей в этом случае осуществляется по линии, а условие существования соединения при действии момента Т и сдвигающей осевой силы F_a

T_T = F_Т d = F_n fd > kT; 2F_Т =2F_n f  kF_a,

где F_n – суммарная нормальная сила в местах контакта клемм с валом;

f – коэффициент трения, для чугунных и стальных деталей , можно принять f = 0,15...0,18.

Рис. 3. К расчет болтов клеммового соединения

Из условия равновесия полуклеммы . Тогда для предотвращения проворота соединения моментом Т требуемая сила затяжки болта

,

для предотвращения сдвига деталей силой F_а

,

где k – коэффициент запаса, учитывающий неравномерность распределения нагрузки, k = 1,5... 3.

Из условия прочности соединения по напряжениям смятия контактирующих поверхностей

длина соединения (ширина клемм)

, (1)

где k_с – коэффициент, определяющий параметры контакта в случае неточного изготовления деталей соединения, k_с = 0,2...0,5;

d - диаметр вала.

При известном усилии затяжки определяются размеры и количество болтов, стягивающих клеммы.

Если клемма гибкая или изготовлена с высокой точностью, то зазор в соединении практически отсутствует и можно допустить, что давление распределяется равномерно по всей контактирующей.поверхности (см. рис. 2, б).

Условие существования соединения в этом случае можно записать в виде

;

F_T = pfdl > kF_a,

где р = 2F_зат /(dl) – давление на сопряженных поверхностях. Усилие затяжки стяжных винтов

F_зат = kT / (fd) или F_зат = kF_а / (2f).

Длина соединения (ширина клемм)

. (2)

Расчеты выполняются для деталей соединения с наиболее низкими механическими характеристиками. Для улучшенных сталей принимают [_см] = 200...250 МПа, серых чугунов – 20...50 МПа, алюминиевых сплавов – 10…20 МПа.

Анализ зависимостей (1), (2) показывает, что нагрузочная способность соединения во втором случае значительно выше.

При совместном действии момента T и сдвигающей силы F_a сила затяжки определяется как равнодействующая сил затяжки, препятствующих провороту, и сдвигу:

.

С учетом значения Т = F_td/2, где F_t – окружная сила (для гибких клемм F_t = F_Т),

.

Увеличение F_зат вследствие того, что 2 > 5, обеспечивает дополнительный запас прочности соединения.

Соединения затяжными коническими кольцами выполняются с разрезными втулками (рис. 4, а) или с набором коническо-цилиндричес­ких колец (рис. 4, б). Такие соединения применяются для закрепления на валах подшипников, шкивов, зубчатых колес и других деталей при необходимости регулировать их угловое или линейное положение относительно вала. Они способны передавать значительные нагрузки и обеспечивать хорошее центрирование сопрягаемых деталей. К их недостаткам следует отнести необходимость обеспечения высокой точности изготовления деталей (7-й и 8-й квалитеты) и возможность заклинивания при разборке. Для предупреждения заклинивания угол образующих конических колец выполняется достаточно большим – не менее 12 ... 14°.

Рис 4. Соединения с затяжной (а) и цилиндрическими втулками (б):

1 - разрезная коническая втулка; 2 - коническо-цилиндрические кольца

Условия работоспособности таких соединений аналогичны клеммовым. Условие существования соединения можно записать в виде

T_Т = k_cfFd  kT; F_T = k_cfF  kF_a. (3)

Прочность соединяемых деталей проверяется так же, как и при соединении с гарантированным натягом.