Биргер И А , Шорр Б Ф , Иосилевич Г Б - Расчет На Прочность Деталей Машин Справочник (1993.4 Изд)(Scan) (947315), страница 19
Текст из файла (страница 19)
В подъемно.транспортном машиностроении [о1ом приннма1от по данным табл. 2. Шпомочяые и иалицязые соединения ШЛНЦЕВЪ|Е СОЕДИНЕНИЯ Шанцевые соединения имеют преимушсстил перед шпоночными благодаря более высокой несущей способности при постоянных и переменных нагрузках. Их применяют для неподвижного в) гя4 йу Рнс. а. Способы ментмтроаання прямобочных соеяяненнй: и — по боковым понерхностям: б — по нарувснаму лнаметру; а — по внутреннему ана метру: а — форма сеченнв ступнны; д, а — форма сечения вала соответственно Лля нс полненнй б м е Для ступиц из текстолита и древесна-слоистых пластиков (о)„м == =- 20 МПа.
Если шпонки используют в качестве направляющих при осевом перемеше. нии деталей под нагрузкой (подвижные шпаночные соединения), то допуская. мыс контактные давления в соединении ограничивают во избежание заедания и уменьшения износа. Прн незакален. ных поверхностях и малой скорости перемещения принимают (о)см — — |Π†: 30 МПа. Применение шпоночных соединений для быстроврашающнхся, динамически нагруженных валов ответственного на. значения не рекомендуется.
и подвижного соединения валов со сту. ницами деталей. Они имеют меньшие радиальные габариты и сбеспечивакт хорошее центрирование по сравнению со шпоночными соединениями. По Форме поперечного сечения различаютт три основных типа соедияений. Соединения с лрямобочмымм зубьями наиболее распространены в машино. строении. Их можно центрировать по боковым граням шлицев, по наружному или внутреннему диаметру вала (рис.
2). Первый способ применяют прн числе зубьев х = ! О, |б и наружном диаметре 0 ( 90 мм дли передачи больших крутящих моментов и прн отсутствии высоких требований к точ. ности центрирования деталей. Прн высоких требованиях к соосно. сти вала и ступицы детали пентрнруют по наружному диаметру вяла (если зубья в ступице получают протягиванисм) илн по внутреннему диаметру вала. Нагрузочная способность таких соединений ниже, чем при центрирова. иин по боковым поверхностям зубьев Шлицевые соединения 8, Осноаные геомссрняссане параметры прямооочнмх с единений 1по Гост !139 .60 н расчетные ноеффнпнснсы Средняя серия Лесная серия тямеяая серна р ь р ! мм' Зсм мм* ис м» 0,25 0,29 0 5' 0,63 0,72 !.08 1,44 1 54 3 3,5 4 5 5 6 6 7 1.90 1.98 2.
06 14 !6 20 22 25 28 32 34 11 13 16 18 2! 23 26 28 2,5 3 3 4 4 4 20 23 26 29 32 35 0,94 1,46 1,69 2,34 2,4 3.2 2,06 2,17 2,09 10 10 19 10 10 10 26 зо 32 2,21 2. 31 2. 33 6 5 6 0,5 0,9 0,94 36 40 46 50 58 62 68 2,3! 2. 55 3' 4 5 5.03 6,4 7,9 38 42 48 54 69 72 22 1,38 1,58 1.75 3,37 3. 53 3,90 5 7 В 9 10 !О 12 6 7 8 9 1О 10 12 32 36 42 46 52 56 62 2,18 2,23 2,25 2,1 2,16 11,5 13,1 14.3 16,6 24.4 12 14 16 18 78 88 98 !ОВ 120 72 82 92 !62 112 !2 14 10 16 18 5,63 6,4 7.
1 7,9 13 2. 29 2. 29 2,51 82 92 1027 112 125 16 18,5 20 25.9 20 29,2 29 45 20 49 82 92 102 115 125 2.2 А 24 2.26 2,36 2,42 2,47 2,59 1О ' Исход!сый «онтур н форма ауоьеа па гост Возз — 50. вз-за л!енее благоприятного распреде. ленив нагрузки между зубьзми. В зависилюсти от числа зубьев и их высоты ГОСТ ))39 — 80 предусмотрены три серии соединений (ле!кая, средняя и тяжелая, см. табл. 3). Соединения с эвольвентмыми зубьями а (рис 3) более технологичны, нежели соединения с прямобочными шлицами, име!от более высокую прочность (благодаря большому числу эубь. ев и скруглению впадин) и точность. Они могут центрироваться по боковым гРаням (наиболее распространенный способ, рис.
3, и) и по наружному диаметру вала (рис. 3, б). Основные Размеры шлицевыд соединений даны в табл. 4. Соелниения с прямобочными и зволь. вентными зубьями широко применяют также для направлении осевого пере. движения деталей, посаженных на вал (например, зубчатых колес в коробках передач). В этом случае твердость поверхности зубьев повышают до Н((С 84...60 для уменьшения их изнашивания. Т(ля неподвижной в осевом направлении посадки на валы дисков турбин, для посадки на валы передвижных косозубых колес используют соединения с винтовьсми зубьями, которые уменьшают относительное скольжение диска на валу под нагрузкой и снижают изнашивание. Соелииения с треугольными зубьями (рис.
4) применяют при стесненных радиальных габаритах конструкции. Для быстроходных передпч (авиаци. онные и автомобильные коробки передач) точность центрирования зубчатых соединений недостаточна. )Тля повышения точности центрирование осушествляют по вспомогательным поверхностям (см. с. 98) либо отказываются агглоночные и шлицевые соединения = бО' Рис.
3. Эаольвентные соединения 4. Основные геометрнчесане параметры ввольвентных соеднненнй (по Гост 6033 — 80) -!3 н д и з" ад а ч сн с! я *а "-а ю зн Число зубьев г прн модуле т Числа зубьев г прн модуле и! 3,0 5' 1,5 !О 0 6 П р к м е |а н в я ! Прп выборе наруынага !номянальнаго! диаметра к модуля предпочгкгельны значения, мс агмеченмые звездочкой 2 Числа зубьев. заклю~енныс в рачки явчяюгса предпочтительными 2ае от применения соединени(з (колеса изготовляют за одно целое с валом).
РАСЧЕТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ Шлицевыесоединения подобно реэьбовым характеризуются неравномерным раснределением нагрузки по длине. В отличие от соединения тина стяжки (см. рис. (6, гл. ЗЕ детали иоторого работают на растяжение, в соосном зубчатом соединении вал и схватываю. шая деталь сиррчиеоюгпся. Поэтому закон распределения нагрузки в соединении, когда крутящие моменты нрило- Рнс. 4.
Соединение с треугольными зубьямн 20 22 25 28' 30 32' 35 38 40 42* 45 50 55 60 23 6 30 34 36 38 42 46 43 5! 55 50 66 74 !8 20 24 26 26 30 34 36 36 40 44 48 54 83 !4 15 !7 !8 20 24 25 26 28 32 35 33 8 9 !! !2 13 14 !6 !8 !8 20 2! 24 26 28 6 6 8 !О 10 !! !2 !4 !4 !5 !6 !8 20 22 65 70 75 80 85 90 95 100 1!О 120 130 140 150 !60 38 44 46 48 54 58 64 68 74 24 26 28 30 32 34 36 38 42 46 50 54 58 20 22 24 25 27 28 30 32 За 38 42 45 48 а2 !2 !3 !4 !з !5 !3 !8 20 22 24 26 26 30 Б 7 7 8 8 9 !О !! !2 !3 !4 Расчет ислицввмг соединений но лрочнослв жены к втулке и валу с разных сторон (рис.
5), булет таким же, как н для соединения типа стяжки. На рис. б в качестве примера приведено экспериментальное распределение относительного крутящего момента на валу т' (г) =- т (г)гтср (здесь т (г) = = йМ (г)1йг, тор —— МН) по длине соединения карданной передачи автомобиля. Соотношение для т (г) имеет структуру, аналогичную формуле для расдределения нагрузки между витками резьбы. Неравномерность распределения нагрузки оказывает существенное влияние на работоспособность соединений н учитывается в расчетах 1. Шлицевые соединения выходят из строя главным образом из-за повреждения рабочих поверхностей (изнашивание, смятне), а также усталостного разрушения зубьев н тонкостенных валов, которому обычно предшествует контактная корроэиция (фреттинг.коррозия).
Расчет шлицевмг говдинений вялю. шмт: !) расчет шлнцевых валов на кручение при действии статических и переменных крутящих моментов (см. гл. 8); 2) расчет зубьев. В отечественной и зарубежной практике в основу расчета зубьев положено определение напряжений смятня (сред. них контактных давлений). Напряже. иия изгиба н среза в основании зуба пропорциональны напряжениям смятия, и последние можно рассматривать как критерий подобия, обобщающий опыт эксплуатации конструкций. Расчет ведут по формуле 2Мк осм = —" ~< [о)см (2) йсргд(ф где й,р — средний диаметр соелнненнй; г — число зубьев; Л и ! — соответст. асино высота и длина поверхности контакта зубьев; ф — коэффициент, Учитывающий неравномерность распределения давлений в соединении, обычно ф= 0,7 †: 0,8; [а[,м — допускаемое на.
"г с г. Для снижения коноентраоин наоря ° шаяяе на краях соединения. особенно Е Условиях оерекоса, применяют бочкообразные юлины м г Рис. б. Схема шликевого соединения: 1 — втулка. г — вал ностях зубьев. В табл. 5 даны [о[ем для соединений подъемно-транспортных устройств. Лопускаемые напряжения в станкостроении более низкие: для неподвижных соединений [о)ем= = )2 —:20 МПа, для подвижных без нагрузки [п[,м = 4 —:7 МПа и для соединений подвнжнмх под нагрузкой [о),м ( 2 МПа.
Средние напряжения смятия (при ф =- !) для некоторых соединений приведены в табл. 6. Высота и длина поверхности контакта: а) для прямобочных зубьев (см. рис. 2) 0 — И 0-~- й л= — — 27; й — ср— б) для эвольвентных зубьев (см. рис. 3) Л=8,;й„=й,= ж здесь Е = ! при центрировании по т (г) 0 а0 00 г Рнс. а. Распределение относительного крутнтего момента оо длине соединения Шноночнше и игдицееые соединении 94 6. Допускаемые напряжения смятня для шлнцевык соединений в изделиях подьемнотранспортиого машиностроения (валы и втулки с о ) 500 миа) Поверхность зубьев без термообра ! с термообработ батин кой условия эксплуатации Тип соединения (о), МПа 35 — 50 60- !ОО 60 — 120 40 -70 !ОΠ— !40 !20 в 200 Обычное (с осевой йэнксацнег)) 20 — 35 ЗΠ— 60 40 — 70 15 — 20 20 — ЗО «5 — 40 Подвил нос без нагрузки П р п м с ч а н ~ ! В г"блице. а у~по«на эксплуатапэ ! тгл елые (яагрузьа знакоперенсииа« с ударами а обоих каппа«пенна« зиачятечгиы угчы перекоса) сма «очный материал отсттсгвует б — условия эксплуатации средине (переменная нагрузка не более !О', от посто!иной угол перекоса осей под иа!руэкои не более 1ОЗ смазке бед ная) в — условия э«силу*танин хорошяе (стаж ческак ма«руана псременнак нагрузка не выше 5, статической угол перекосе осей не боле» 5 — 7' смазка хорошая) 2 Допускаемые напра«гения для подвижник соединений под нагрузкой ниже.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
