О.А. Ряховский, А.В. Клыпин - Детали машин (1065792), страница 26
Текст из файла (страница 26)
а) Рис. 12.7. Соединение коническими кольцами: а — ватяжкв гвйкой; б — затяжка винтом (12. 7) 2в(вш а + 7сов ц) Таким образом, для передачи соединением вращающего момента Т на поверхности контакта необходимо создать давление 2вТ р= — ° ксфЧ прн этом осевая сила затяжки 2вТ(вш а + )сов а) тат В расчетах назначают в = 1,3...1,6 (большее значение — для ответственных соединений). 12.4. Соединения коническими стяжными кольцами Соединения, выполненные коническими стяжными кольцами, применяют для передачи вращающего момента и осевой силы в соединениях типа вал — ступица.
Соединение обеспечивается за счет осевой силы затяжки гайки 1 (рис. 12.7, и) 170 нли винтов 4 и б (рис. 12.7, б). Во время затяжки кольца надвигаются одно на другое, при этом диаметр наружных колец 2 и 6 увеличивается и кольца прижимаются к ступице, а диаметр внутренних колец 3 и 7 уменьшается и они прижимаются к валу. На поверхностях контакта колец с валом и со ступицей возникает давление р и, как следствие, силы трения. Кольца выполняют неразрезными. вимм ур, „,д и .*у ~ б ся шпоночными канавками или шлицами; обеспечивается надежная передача ударной и реверсивной нагрузки; сборку соединения можно осуществить при любом взаимном положении соединяемых деталей; детали соединения хорошо цен трируются.
нм мт л л товлены; соединения имеют увеличенный размер в радиальном направлении; с течением времени затяжка, а следовательно, и несущая способность соединений могут снижаться из-за самоотвинчивания гаек и винтов, а также из-за обмятия контактирующих поверхностей, поэтому необходимо периодически подтягивать винты (гайки) соединения. 171 Ко ольные воп осы т а б л и ц а 12. 3 172 Для соединений на рис. 12. 7„а кольцевой зазор Ь между валом и ступицей принимают Ь = (0,03...0,12)д, а длину колец 1 = (0,2...0,4)с(; угол наклона образующей конусной поверхности колец а = 16'42' (1аа = 0,3), так как при углах а < 16'42' возможно самозаклинивание колец, а при больших углах а потребуется слишком большая осевая сила.
Кольца изготавливают из пружинных сталей типа 55ГС, 60С2А и др. с твердостью поверхности (45...50) НВС„твердость рабочих поверхностей валов и ступиц рекомендуется назначать не ниже (35...40) НВС,. В табл. 12.3 принедены размеры конусных колец (рис. 12.7, а) и осевые силы Рты, для их доформирования до выборки зазоров и Рзм, для создания на поверхности контакта давления р = 100 МПа, также передаваемые при таком давлении одной парой колец вращающие моменты Т и осевые силы Рз. Параметры соединений с одной парой конических стнжных колец При одновременном нагружении соединения вращающим моментом Т и осевой силой Р определение нагрузочной спо- собности соединения приближенно можно проводить по равно- действующей силе Если в соединении установлены две пары колец, а затяжку производят с одной стороны (рис.
12.7, а), то вторая пара колец из-за сил трения будет затянута примерно половиной силы затяяски г'зат. Поэтому вторая пара колец передает вращающий момент и осевую силу примерно в два раза меньше, чем первая. 1. За счет каких факторов обеспечивается относительная неподвижность деталей в соединении с натягом7 2. Как определяют натяг соединяемых деталей7 3. Каковы способы получения соединения с натягом7 4. В чем равличие между расчетным и измеренным натягами? б. Какой закон распределения давления иа поверхности контакта предполагается при расчете соединения с натягом? б.
От каких факторов зависит коэффициент трения в соединении? 7. Какой критерий работоспособности принимают при расчете соединения, нагруженного изгибающим моментом? 8. От каких факторов зависит характер посадки? 9. Чем объясняется широкое распространение системы отверстия? 10. Как определяют силу, необходимую при сборке эапрессовкой7 11. Каковы достоинства и недостатки конусных соединений с натягом по сравнению с цилиндрическими7 12. Кзк определяется коиусность7 18.
Из каких деталей состоит соединение коническими стяжными кольцами7 Унлон 1:100 176 Шпоночные и шлицевые сое инения 13.1. шпоночные соединения Шпоночные соединения применяют для передачи вращающего момента между валом и ступицей (например, ступицей зубчатого колеса, шкива, маховика и т. п.) с помощью специальной детали — шпанки (рис. 13.1). Шпоночные соединения подразделяют на ненапряженные, осуществляемые призматическими (рис.
13.1) или сегментными шпонками, и напряженные, осуществляемые клиновыми (рис. 13.2) шпанками. Различают неподвижные и подвижные шпоночные соединения. В неподвижных соединениях ступица не может перемещатьсн по валу в осевом направлении„у подвижных соединений ступица может перемещаться по валу во время работы. Длинные направляющие шпанки крепят к валу винтами. В машиностроении основное распространение имеют ненапряженные неподвижные шпоночные соединения как более простые в изготовлении. В напряженных шпоночных соединениях используют клиновые шпонки, вызывающие небольшое радиальное смещение ступицы относительно вала. Клиновые шпонки в настоящее время применяют редко и поэтому они здесь не рассматриваются. Рис.
13.1. Шпоночное соединение призматической шпонкой Рнс. 13.2. Шпоночное соединение клиновой шпонкой Соединения призматическими шпонками наиболее широко применяют в машиностроении. Призматические шпонки стандартизированы (ГОСТ 23360-78). дг Б ми* д и ~' *Ру \ стоимость. н д,.*ииг:г у ~ и в зоне которых возникает концентрация напряжений, что снижает усталостную прочность деталей соединений; трудно обеспечить взаимозаменяемость соединения из-за необходимости ручной подгонки шпанки по пазу; ненадежная работа соединения при ударных, реверсивных и циклических нагрузках.
Ширину Ь и высоту Ь обыкновенных призматических шпонок выбирают в зависимости от посадочного диаметра вала. Концы шпонок могут быть плоскими (рис. 13.3, а) или скруг- Рис. 13.3. Шпоночные пазы в валу, изготовленные дисковой (а) и пальцевой (б) фрезвми Рис. 13.4.
Расчетная ехе- ма соединения е призма- тической шпанкой 2Т. 10е где Т вЂ” вращающий момент, Н м; д — посадочный диаметр вала, мм; 1р — рабочая длина шпонки, мм; Ь— глубина врезания шпонки в ступицу, мм; [о]„„= и /Я вЂ” допускаемые напряжения смятки, МПа; а— предел текучести; Я вЂ” коэффициент безопасности. При нереверсивной плавной нагрузке принимают Я = 1,9...2,3, а при частых пусках и остановках Я = 2,9...3,5 (при реверсивной нагрузке коэффициент безопасности повышают на 30% ).
Если вал и ступица выполнены из стали, ленными (рис. 13.3, б). Глубина врезания шпонкн в ступицу Ь = 0,4Ь. Призматические шпонки вставляют в паз вала по посадке с натягом, а в паз ступицы по посадке с зазором. Предпочтительно изготовление шпоночного паза в валу дисковой фрезой (см. рис. 13.3, а), при этом достигается высокая точность выполнения шпоночного паза, концентрация напряжения меньше," менее точно и дольше изготавливают паз в валу концевой (пальцевой) фрезой. Пазы в ступице выполняют долблением (строганием) или протягиванием одношлицевой протяжкой. Действующий на соединение вращающий момент Т вызывает напряжения среза т,р в шпонке по сечению А — А (рис. 13.4) и напряжения смятия о,„на боковых гранях шпонки и паза.
При разработке стандарта размеры поперечного сечения шпонок (Ь и Ь), а также глубина врезания шпонок в ступицу и в вал назначены таким образом, чтобы соединение было равнопрочно. Поэтому при расчетах определяют только напряжения смятия. При расчете приближенно принимают, что напряжения смятия распределены равномерно по поверхности контакта боковых граней шпонок и шпоночных пазов, а плечо равнодействующей этих напряжений приближенно принимают равным О,бд (д — диаметр вала). Давлением на рабочих поверхностях, возникающим при посадке шпонок в паз вала с натягом, пренебрегают.
При этих упрощениях напряжения смятия на рабочих гранях шпонки или паза а шпонка — из часто применяемой чистотянутой стали 45, то принимают о = 350 МПа. Если ступица выполнена из серого чугуна СЧ20„а вал и шпонка стальные, то принимают о; = 130 МПа. 13.2. Шлицееые соединения Шпицеиые соединения (рис.
13.5) валов со ступицами (зубчатых колес, шкивов и т. п.) применяют для передачи вращающего момента. На валу изготовляют выступы (зубья), входящие во впадины (шлицы) ступицы. дижтми ~~ ° В ° -«у ~ собность благодаря значительно большей рабочей поверхности шлицев; высокая усталостная прочность вала вследствие незначительной концентрации напряжений; возможность применения точных и производительных методов обработки шлицев в ступицах (протягиванием) н зубьев на валах (фрезерованием червячными фрезами, шлифованием, как при нарезании зубьев зубчатых колес). Этим достигается высокая точность центрирования шлицевых соединений. Недостатки: высокая стоимость соединений из-за сложности технологического оборудования (зубофрезерные, протяжные и шлифовальные станки); изготовление шлицевых соединений становится экономически целесообразным лишь при крупносерийном и серийном производствах.
Различают шлицевые соединения неподвижные и подвижные с возможностью перемещения деталей вдоль оси под нагрузной или без нагрузки. (Например, шлицевые соединения Рие. 13.5. Едицевое соединение (а) и его детали (з). "1 — еал шдицевой, 2 — ступица со шлицеми сверлильных шпинделей станков, карданных валов автомобилей и др.) Шлицевые (зубчатые) соединения стандартизованы. При данном диаметре соединения стандартами установлено число и размеры шлицев (зубьев), а также допуски на их размеры. В машиностроении применяют прямобочные, эвольвентные и треугольные шлицы.
В настоящее время наиболее распространены давно применяемые пряиобочные шлицевые соединения (около 80%) по ГОСТУ 1139-80. В поперечном сечении профиль прямобочных шлицев (рис. 13.6) очерчивается окружностью выступов зубьев Р, окружностью впадин д и прямыми, определяющими постоянную толщину зубьев Ь. Стандартом предусмотрены три серии соединений: легкая, средняя и тяжелан. С переходом от легкой к средней и тяжелой сериям при одном и том же внутреннем диаметре д увеличивают наружный диаметр Р н число зубьев г, что повышает несущую способность соединений.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
