Такие соединения применяют для закрепления деталей на концах валов (рис. 7.11). 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 Г, который мо­жет передавать соединение при заданных размерах и силе F3Ат за­тяжки гайки. В большинстве случаев а<3°, поэтому приближенно полагаем, что равнодействующие нормальных давлений Fn и сил трения Fnf располагаются по окружности среднего диаметра соеди­нения dcp; из равновесия ступицы получим

LWD>54p/(sina +/cosa) ^ КТ. (7.13)*

Обычно принимают стандартную конусность 1:10. При этом а=2°51'40"; коэффициент трения /«0,11...0,13; коэффициент запаса 1,2... 1,5. За расчетный момент Т принимают максимальный; F3&T определяют по формуле (1.6), в которой T3SLB=FJt, где

— длина стандартного ключа (ID — диаметр резьбы), JF,» 150...200 Н — сила на ключе. ® Если условие (7.13) не соблюдается, Y г соединение усиливают шпонкой. Рас - 1 [т чет шпоночного соединения выполня - ют по полному моменту нагрузки Г [см. формулу (6.1)]. Влияние посадки на конус учитывают, как и в посадках с натягом, при выборе допускаемых Рис. 7.11 напряжений [<7^.

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 Г= 1300 Н м и осевой силой Fa=2500 Н. Диаметр соединения d =60 мм, условный наружный диаметр ступицы d2= 100 мм, вал сплош­ной (D =0), длина посадочной поверхности /=90 мм. Центр колеса отлит из ста­ли 35Л (<7Т=280 МПа), вал изготовлен из стали 45 (ат=340 МПа). Шероховатости вала и отверстия Rz = Rz2 = 6,3 мкм (чистовое точение), сборка осуществляется прессованием. Вероятность безотказной работы или коэффициент надежности Р=0,97.

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

2J43,32-106+2,52'106

------------------------- = 51,2 МПа,

0,1тс 60 90

Где Ft=2 300 • 103/60=43,3 • 103 Н.

Определяем расчетный натяг по формуле (7.5):

(С1 СД /0,7+2,4

Где С2 = 1-0,3 =0,7;

С2=(1002 + 602)/(1002- 602)+0,3 «2,4.

По формуле (7.6) определяем потребный минимальный натяг:

(•Njnin)pac4 ^ -W + и = 0,046 + 0,015 = 0,061 мм,

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

По таблицам стандарта этот минимальный вероятностный натяг может гаран­тировать посадка 060Н7/и7, для которой отклонения отверстия 0 и +30 мкм; отклонения вала +87 и +117 мкм; наименьший натяг (IVmin)TaFa = 0,087—0,030 = =0,057 мм; наибольший натяг (^тах)табл=0,117—0=0,117 мм.

Отмечаем, что (^щш)табл < (^тш)расч - Проверяем условие прочности с учетом заданной вероятности безотказной работы [см. формулу (0.1), где JV= 0,5 (0,057 + +0,117)=0,087 мм, TD=0,030—0=0,030 мм, 7У= 0,117-0,087=0,030 мм], С=0,31:

Npmin = 0,087 — 0,31 V/0,032 + 0,032=0,074 mm; NPmax=0,10 мм.

При этом IV/»MIn>(JVmin)Pac4 — 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; /^=340/2 = 170 МПа для вала.

Максимальный расчетный натяг посадки находим по формуле (7.8):

N' = NPmax-u=0,10-0,015=0,085 мм. Соответствующее этому натягу давление

Р' - pN'/N= 51,2' 0,085/0,046=94,6 МПа <рт.

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 Р=0,97 позволил повысить допускаемую нагрузку в —1,3 раза.