Проблемы машиностроения и надежности машин, 2022, № 6, стр. 65-71

Качество сельскохозяйственной техники закладывается, в первую очередь, на этапе проектирования при расчете точности соединений и выборе допусков и посадок. Оптимальный запас точности должен обеспечить долговечность соединения и уменьшить его себестоимость [1], поэтому начальные нормы точности требуют четкого обоснования. Несмотря на это, допуски и посадки соединений, на этом этапе, выбираются методами прецедентов, подобия или рассчитываются [2, 3]. В настоящее время для быстрого расчета и анализа допусков, отклонений и посадок по системе ISO все более широкое применение находит различное программное обеспечение [4, 5]. Особенный интерес представляет подход, называемый моделью GapSpace [6], т.к. эта модель может быть интегрирована с САПР (такими как Pro/E) для анализа допусков. Заслуживают внимания и исследования, посвященные влиянию макрогеометрии на натяги в соединениях [7]. При выборе значений допусков и посадок необходимо учитывать, что заданный ресурс безотказной работы соединения обеспечивается двумя составляющими – износостойкостью поверхностей трения и точностью обработки деталей [8–10].

Цель и задачи исследования – провести анализ посадок в цилиндрических соединениях со шпонкой и рассмотреть возможность использования посадок с натягом для повышения срока службы соединений.

Результаты исследований и их анализ. В зависимости от назначения соединения и условий его работы, рекомендуются следующие поля допусков соединения “вал–втулка со шпонкой” по номинальному размеру (табл. 1, 2).

Из табл. 1 и 2 видно, что реальные допуски и отклонения значительно отличаются от нормируемых. Несоблюдение норм точности приводит к повышенному износу и раннему отказу, но достигнуть таких квалитетов (табл. 2) в сельскохозяйственном машиностроении и ремонтном производстве невозможно. Нужно искать другие пути решения проблемы.

Режимы работы рассматриваемых соединений определяются характером и величиной нагрузки на сопрягаемые поверхности, относительным их перемещением, частотой вращения, амплитудой колебаний и другими параметрами.

Изнашивание в этом соединении чаще всего абразивное и окислительное при трении скольжения без смазки или со смазкой в условиях вращательного движения (циркуляционного нагружения), присутствует и фреттинг-коррозия, а в случае натяга – преобладает. Низкая коррозионная стойкость применяемой стали и наличие влаги, минеральных удобрений и других элементов в почве особо сказывается на долговечности работы соединений (особенно соединений со звездочками).

Рассмотрим процесс изнашивания и контактирования поверхностей соединения при вращении (рис. 1). Это совершенно другой цикловой процесс контактирования по сравнению с процессом, протекающим в подшипнике скольжения, где каждая точка поверхности вала попеременно касается поверхности отверстия, или по сравнению с посадкой с натягом при раскрытии стыка, где относительное перемещение поверхностей при таком процессе идет как бы по внутреннему зацеплению шероховатостей. При вращении вала со скоростью ω относительному проворачиванию препятствует шпонка, поэтому идет постоянный микросрыв шероховатостей из-за действия силы F_r и неравенства длин окружностей отверстия и вала, и при каждом цикле нагружения-вращения встречаются те точки, которые уже были в контакте между собой (рис. 1). Такой процесс контактирования приводит к значительному и в то же время равномерному износу поверхностей вала и втулки.

Таким образом, на процесс изнашивания в значительной мере оказывает влияние относительное перемещение поверхностей, величина зазора или раскрытия стыка, а также наличие абразива и смазки в зоне трения. Причем, чем больше зазор, тем меньше площадь контакта, больше удельное давление, больше скорость микросрыва, больше загрязнений попадает в зону контакта, интенсивнее изнашиваются поверхности.

Особо следует рассмотреть изнашивание соединения “шпонка–паз вала–паз втулки”. При увеличении зазора в соединении “вал–втулка звездочки” (рис. 1) шпонка начинает больше перемещаться в вертикальной плоскости, что приводит к уменьшению площади ее контакта с пазом вала и втулки. От возникающих микросрывов идет ударно-волновое нагружение, что приводит к повышению износа и смятию поверхностей в соединении “шпонка–паз вала–паз втулки” в слабых элементах поверхности – углах. С увеличением размеров пазов и уменьшением размера шпонки еще больше уменьшается площадь контакта, шпонка перекашивается в пазах и начинает приобретать закругленную форму. Пазы также деформируются и увеличиваются в размерах. Данному процессу значительно способствует наличие загрязнений в зонах трения (рис. 2).

Раскрытие стыка от действия радиальной силы нужно компенсировать натягом в соединении, что предотвратит проникновение пыли и абразива в зону трения и снизит относительное перемещение поверхностей, значительно уменьшив износ шпонки и пазов. Но большие величины натягов здесь неприемлемы, т.к. конструктивной особенностью такого соединения является обеспечение условий многократной разборки-сборки с целью ремонта и технического обслуживания сопрягаемых сборочных единиц.

Таким образом, для данного соединения необходимо провести расчет оптимальных норм взаимозаменяемости с учетом технологий восстановления и обработки.

Наиболее частым дефектом, приводящим к отказу, является износ контактируемых поверхностей. Поэтому отказ соединения является параметрическим, т.е. прогнозируемым и ожидаемым.

Коэффициент неравномерности износа диаметра вала и втулки небольшой и составляет β = 1.2. Усталостные разрушения соединения встречаются очень редко, и в основном это касается смятия шпонки и пазов, еще реже – срез вала около буртика.

Отказ соединения чаще всего происходит из-за следующих дефектов: 1) износ поверхности по внутреннему диаметру отверстия (28%); 2) износ шпонки, паза вала и паза втулки и их усталостного разрушения (79%); 3) износ поверхности по наружному диаметру вала (43%).

Задача сохранения надежности соединения сводится к поддержанию в течение заданного времени определенных величин натяга или, в крайнем случае, – зазора, т.е. точностных и технологических параметров. Это можно сделать следующими методами: 1) повышением износостойкости поверхностей вала и втулки; 2) повышением износостойкости шпонки и ее пазов; 3) расчетом оптимальной точности соединения – натягов и допуска посадки.

Учитывая, что предназначение шпоночных соединений в сельхозмашинах – это передача больших нагрузок, проверим, как можно использовать посадки с натягом H7/s7, H8/х8, H8/u8, H8/s8 (табл. 2). Посадки с натягом не только обеспечат точность центрирования зубчатых колес, шкивов или звездочек, широко применяемых в сельскохозяйственных машинах, но и позволят значительно увеличить долговечность данных соединений за счет отсутствия зазора, возможных сдвигов поверхностей и попадания абразива и пыли в зону трения.

Определим, насколько возможно реализовать посадки с натягом из условия разборки соединений в полевых условиях с помощью ручного съемника.

Вначале определим усилие распессовки по формуле

где f_p – коэффициент трения при распрессовке; p_max – наибольшее давление в посадке, Па; d_n – номинальный диаметр соединения, м; l – длина соединения, м.

Наибольшее давление в посадке определяется по величине наибольшего натяга (табл. 3) с помощью известной зависимости Ламе–Гадолина

где С_d и C_D – коэффициенты Ламе вала и втулки; E_D – модули упругости материала вала и втулки (табл. 3), Па.

Наибольшая сила на рукоятке резьбового приспособления, которая требуется для сдвига отверстия относительно вала, рассчитывается по формуле

где L – плечо приспособления, м; r – средний радиус резьбы на приспособлении, м; α = 2°30′–3°30′ – угол подъема винтовой пары; φ = 6°40′ приведенный угол трения в резьбе;  f = 0.1–0.15 – коэффициент трения на торце приспособления; r₀– радиус опоры, м.

Проектные расчеты использования различных посадок в цилиндрическом соединении со шпонкой валов со звездочкой для унифицированных редукторов Н090.20 представлены в табл. 3.

Из табл. 3 видно, что даже при использовании посадки с большими величинами натягов ∅30H8/х8 усилие на рукоятке съемного приспособления составит Q = 186.5 Н при натяге 97 мкм, что вполне приемлемо для выполнения разборо-сборочных работ в полевых условиях.

Вывод. Выявлено наличие посадок с зазором в большинстве проанализированных цилиндрических соединений со шпонкой, что обусловлено малой трудоемкостью сборочных и разборочных работ. Но применение таких посадок в данном соединении приводит к значительному снижению долговечности. Учитывая, что предназначение шпоночных соединений в сельхозмашинах – это передача больших нагрузок, то рекомендовано использовать посадки с натягом H7/s7, H8/х8, H8/u8, H8/s8 с целью увеличения ресурса. Проведено сравнение рекомендуемых посадок с натягом по величинам натягов в соединении вала со звездочкой унифицированного редуктора Н090.20, где ранее использовалась посадка с зазором – 30H7/h9. Проведены расчеты и установлено, что даже при наибольших натягах возможна разборка запрессованного цилиндрического соединения с помощью ручных съемников в полевых условиях с целью ремонта и замены элементов приводов сельскохозяйственных машин.