А - а-а

Кінці шпонок виконують плоскими або округленими. Призматична шпонка є врізною, тобто заходить у паз вала (на величину, трохи меншу половини своєї висоти). Робочими гранями призматичних шпонок є їх бокові, більш вузькі, грані При ньому на цих гранях виникають напруження зминання ст_зм, а в по­вздовжньому перерізі шпонки - напруження зрізу т_зр. Для спрощення і по­легшення збирання шпонкових з'єднань між шпонкою і маточиною передбачено радіальний зазор.

Розміри поперечних перерізів шпонок, а також пазів для них стандартизо­вані (ГОСТ 23360-78) і визначаються залежно від діаметра вала (табл. 9.2). Довжину шпонки приймають дещо меншу (на 3...7 мм) за довжину маточини, узгодивши її із стандартним рядом довжин (див. примітку 1 до табл. 9.2).

9.2. Розміри шпонок і перерізів пазів для призматичних шпоно к, мм

Діаметр	Переріз шпонки	Глибина паза	Інтервал
вала	b	h	t1	t2	довжини
Від 6 до 8			1,2	1,0	6...20
Більше 8 до 10			1,8	1,4	6...36
Більше 10 до 12			2,5	1,8	8...45
Більше 12 до 17			3,0	2,3	10...56
Більше 17 до 22			3,5	2,8	14...70
Більше 22 до ЗО			4,0	3,3	18.90
Більше ЗО до 38			5,0	з,з	22.110
Більше 38 до 44			5,0	3,3	28...140
Більше 44 до 50			5,5	3,8	36... 160
Більше 50 до 58			6,0	4,3	45..180
Більше 58 до 65			7,0	4,4	50...200
Більше 65 до 75			7,5	4,9	56...220
Більше 75 до 85			9,0	5,4	63...250
Більше 85 до 95			9,0	5,4	70...280
Більше 95 до 100			10,0	6,4	80...320

Примінки. 1.Довжини шпонок повинні вибиратися з ряду: 6; 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280 мм.

2.Матеріал шпонки - сталь чистотягнута для шпонок за ГОСТ 8787-68 з границею міцності на розтяг не менше 590 МПа.

Для ступінчастих валів допускається застосовувати менші розміри пе­рерізів шпонок на валах більших діаметрів, за винятком вихідних кінців валів. Це пов'язано з тим, що з точки зору міцності і роботоздатності шпонкових з'єднань немає сенсу призначати для ступеня більшого діаметра шпонку більшу, ніж для ступеня меншого діаметра того ж вала. Навпаки, чим більший діаметр ступеня ступінчастого вала, тим менший з точки зору міцності для неї може бу­ти переріз шпонки, бо при однаковому крутному моменті в шпонковому з'єднанні на ступені більшого діаметра діють менші зусилля, ніж на ступені меншого діаметра. Наявність же на одному валу шпонкових пазів однакових перерізів покращує технологічність виготовлення вала. Таким чином, рекомендується призначати однакові за перерізом шпонки для всіх ступенів вала, вихо­дячи з найменшого діаметра, який має шпонковий паз.

Шпонки позначаються так. Наприклад, шпонка виконання А розмірами b= = 18 mm, h = 11 mm, = 100 mm:

Шпонка 18 x 11 x 100 ГОСТ 23360-78.

Те ж, виконання В:

Шпонка В 18 х 11 х 100 ГОСТ 23360-78.

Для спрощення розрахунків приймають, що шпонка врізана у вал на поло­вину своєї висоти, і напруження зминання розподіляються рівномірно за висо­тою і довжиною шпонки. Тоді умову міцності шпонкового з'єднання на зминан­ня можна записати у вигляді

(9.26)

де F_зм - зусилля зминання (діаметр вала); А_ш = h _p/2 - площа зми-

нання; Т - крутний момент, що передається; h - висота шпонки; І_р - робоча дов­жина шпонки (довжина прямолінійної ділянки шпонки, _p= для шпонок ви­конання А, _р= для виконання В), [ ], - допустимі напруження на зминання.

Допустимі напруження в нерухомих шпонкових з'єднаннях при спокійному навантаженні рекомендується приймати:

- при стальній маточині і посадці з гарантованим натягом у з'єднанні вал-
маточина = 150...200 МПа, = 60... 100 МПа при чавунній маточині;

- за відсутності гарантованого натягу у з'єднанні вал-маточина [а_зм] ⁼
= 100... 150 МПа і = 60...80 МПа при чавунній маточині.

Ці значення допустимих напружень занижають на 1/3 при роботі зі слаб­кими поштовхами і на 2/3 - при ударному навантаженні.

Якщо при розрахунку умова (9.23) не виконується, то у з'єднанні передба­чають дві, а інколи й три, шпонки, які встановлюють під кутом 180° або 120° відповідно. Якщо і при цьому не забезпечується міцність з'єднання, то шпонко­ве з'єднання замінюють на шліцьове.

У стандартних шпонках розміри b і h підібрані так, що навантажувальну здатність з'єднання при постійному моменті обмежують напруження зминання, а не зрізу. Тому при розрахунках, як правило, обмежуються перевіркою міцності шпонкового з'єднання на зминання.

Розрахунок шпонок на зріз проводять тільки у випадку дії короткочасних перевантажень, якщо такі мають місце, за формулою:

(9.27)

де = 2T/d - сила, яка зрізає шпонку; А_зр= b площа зрізу; b - ширина шпон­ки; = 60... 90 МПа - допустимі напруження зрізу.

Використання сегментних шпонок (рис. 9.21,6) зумовлено технологічністю з'єднання (не потребує ручної підгонки), а також стійким положенням шпонки

на валу, що виключає її перекос і зменшує нерівномірність напружень. Але во­ни забезпечують меншу точність посадки маточини на вали і врізаються у вал на більшу глибину, що зменшує міцність вала. Тому сегментні шпонки викори­стовуються не так широко, як призматичні.

Шпонки при коротких маточинах встановлюють по одній, при довгих - по дві (інколи навіть три) по довжині маточини. Сегментні шпонки характеризу­ються шириною Ь, діаметром заготовки Д висотою h (або довжиною),(рис. 9.21,б).

Розміри шпонок і перерізів пазів вибирають залежно від діаметра вала (ГОСТ 24071-80). Сегментні шпонки позначають так, наприклад, шпонка роз­мірами b - 6 mm, h = 10mm:

Шпонка 6x10 ГОСТ 24071 -80.

Як і для призматичної шпонки, міцність з'єднання сегментною шпонкою перевіряють за напруженнями зминання:

(9.28)

де k = - висота шпонки, що контактує з маточиною. Допустимі напружен­ня зминання [а_зм] приймаються як і для призматичних шпонок.

З'єднання клиновою шпонкою (рис. 9.21,в) - це напружене з'єднання, тому може крім крутного моменту передавати і осьову силу. На відміну від призма­тичних і сегментних шпонок робочими гранями у клинової шпонки є широкі грані, по бокових гранях є зазор. Клинові шпонки викликають радіальні зміщення осі маточини відносно осі вала, збільшуючи биття посаженої деталі. Тому область використання клинових шпонок обмежується невеликими часто­тами обертання вала.

Розміри клинових шпонок вибирають залежно від діаметра вала і довжини маточини посадженої деталі (ГОСТ 24068-80). Клинові шпонки позначають так, наприклад, клинова шпонка з розмірами b=18 mm, h = 11 мм, = 100 мм:

Шпонка 18 х 11 х 100 ГОСТ 24068-80.

У клиновому шпонковому з'єднанні тиск між шпонкою, валом і маточиною розподіляється нерівномірно. Крутний момент частково передаватиметься си­лами тертя у з'єднанні. Наближено розрахунок клинової шпонки проводять за напруженнями зминання за формулою:

(9.29)

де - довжина шпонкового з'єднання; b - ширина шпонки; d - діаметр вала; -коефіцієнт тертя між маточиною і шпонкою (для стальних маточин f = 0,15; для чавунних = 0,2).

Шліцьові з'єднання

Шліцьові (зубчасті) з'єднання широко застосовують у машинобудуванні (в автотракторній промисловості, станкобудуванні, сільськогосподарському ма­шинобудуванні тощо) внаслідок ряду переваг порівняно з шпонковими: суттєве підвищення міцності з'єднання, особливо при динамічних навантаженнях внаслідок збільшення площі робочої поверхні зубів; краще центрування деталей на валах і спрямовування при осьовому переміщенні.

За формою профілю зубів розрізняють три типи з'єднань: прямобічні (рис. 9.22,а), евольвентні (рис. 9.22,6) і трикутні (рис. 9.22,в). З'єднання з трикутними зубами не стандартизовані і застосовуються лише для нерухомих з'єднань при передачі невеликих моментів при тонкостінних втулках. Тому зупинимось на прямобічних і евольвентних шліцьових з'єднаннях.

Прямобічні шліцьові з'єднання найпоширеніші. Розміри з'єднань вибира­ють залежно від діаметра вала за ГОСТ 1139-80. Стандартом передбачені три серії з'єднань: легка, середня і важка, які відрізняються висотою і кількістю зубів.

З'єднання з прямобічними шліцами виготовляють із центруванням по бо­кових гранях розміру b (рис. 9.22,г), внутрішньому d (рис. 9.22,д) і зовнішньому D (рис. 9.22,е) діаметрах. Центрування по бокових гранях забезпечує рівномірніший розподіл навантаження по зубах, тому його застосовують при важких умовах роботи (ударні навантаження, великі напруження в з'єднанні). Центрування по діаметрах забезпечує більш високу співвісність вала і маточи­ни. Діаметр центрування ви­бирають, виходячи з техноло­гічних умов. Якщо твердість матеріалу втулки дозволяє ви­готовлення пазів протяжкою (НВ<350), то рекомендують центрування по зовнішньому діаметру; при високій твер­дості втулки - по внут­рішньому діаметру.

Позначення валів і втулок шліцьових з'єднань повинні мати: літеру, яка означає вид поверхні центрування; число зубів і номінальні розміри d, D і b з'єднання; позначення полів допусків або посадок діамет­рів, а також ширини зуба, які розміщуються після відповід­них розмірів.

Допускається не вказувати в позначенні допуски діаметрів, що не центруються.

Рис. 9.22. Основні типи шліців і способи їх центрування

Евольвентні шліцьові з'єднання (ТОСТ 6033-80) розрізняють з центруван­ням по бокових сторонах (найпоширеніші), зовнішньому і внутрішньому діаметрах. Розмірний ряд евольвентних шліцьових з'єднань наведений в ГОСТ 6033-80 залежно від номінального (зовнішнього) діаметра D. Порівняно з пря-мобічними евольвентні шліцьові з'єднання міцніші, простіші й дешевші у виго­товленні, що стало причиною більш широкого їх застосування у машинобуду­ванні.

Позначення валів і втулок евольвентних шліцьових з'єднань повинні мати: номінальний діаметр з'єднання D; модуль m; позначення посадок з'єднання, розміщених після розмірів елементів, що центруються; номер стандарту.

Розрахунок шліцьових з'єднань на зминання і зношування. Навантажу­вальна здатність шліцьових з'єднань визначається як менше з двох значень, от­риманих із розрахунків на зминання і зношування. Для визначення навантажу­вальної здатності необхідно знати допустимі напруження (тиск) у з'єднанні.

На зминання шліцьові з'єднання розраховують за формулою:

(9.30)

де Т - розрахунковий крутний момент на валу (найбільший з довгостроково діючих моментів); S_F - сумарний статичний момент площі робочих поверхонь зубів з'єднання відносно осі вала; [ ] - допустимий тиск (напруження) при розрахунку на зминання.

Для прямобічних і евольвентних шліцьових з'єднань:

де d_cp - середній діаметр зубчастого з'єднання: для прямобічних шліцьових з'єднань d = 0,5-(D + d), для евольвентних - d_cp = m - Z; h - робоча висота зубів (для прямобічних шліцьових з'єднань визначається за таблицями, для евольвен­тах h = m при центруванні по бокових поверхнях і h = 0.9m - при центруванні по діаметрах); - робоча довжина з'єднання; Z - кількість зубів.

Допустимий тиск у з'єднанні з розрахунку на зминання визначається за формулою:

(9.31)

де - границя текучості для матеріалу зубів меншої твердості; п - коефіцієнт запасу міцності при розрахунку на зминання, приймається в межах 1,25... 1,4 (менші значення для негартованих робочих поверхонь і невідповідальних з'єднань); К_д= 1...2,5 - коефіцієнт динамічності навантаження; К_зм - загальний коефіцієнт концентрації навантаження при розрахунку на зминання.

Розрахунок шліцьових з'єднань на зношування слід проводити для періоду припрацювання за формулою:

(9.32)

де Т і S_F - ті ж значення, що і при розрахунку на зминання; [ ] - допустимий середній тиск на зношування.

Допустимий тиск на зношування [ ] визначається за формулою:

де [ ]_умов - допустимий умовний тиск при базовому числі (10⁸) циклів наванта­ження; К_знош - загальний коефіцієнт концентрації навантаження при розрахунку на зношування; К_р - коефіцієнт умов роботи; К_довг - коефіцієнт довговічності.

У випадку, коли зношування з'єднання практично не допускається, прово­диться додатковий розрахунок на умову роботи без зношування при обмежено­му числі циклів навантаження:

де [ ]_б.зн. - допустимий тиск з умови роботи без зношування, який рекомен­дується приймати: [ ]_б.зн.= 0,028-НВ, МПа - для зубів, виготовлених з прокату без термообробки; [ ]_б._зн.= 0,032-НВ, МПа - для покращених; [ ]_б.зн.= 0,3-HRC, МПа - для загартованих; [ ]_б.зн.= 0,4-HRC, МПа - для цементованих зубів.

Клинові, штифтові та профільні з'єднання

Клиновими називають рознімні з'єднання за допомогою деталі, яка має форму клина (рис. 9.23,а). Клинові з'єднання застосовують, наприклад, для регулювання положення підшипників валків прокатних станів, для з'єднання штока з повзуном насоса. З'єднання клиновими шпонками, які розглядались раніше, також можна віднести до клинових.

Рис. 9.23. З'єднання: клинові (а), штифтові (б,в) та профільні (г,д)

Перевагами клинових з'єднань є: простота і надійність конструкції, можливість утворення і сприйняття великих зусиль, швидке складання і розбирання з'єднання.

Для забезпечення самостопоріння з'єднання необхідно, щоб кут клина був менший за подвоєний кут тертя, тобто < 2.

Критерієм роботоздатності клинового з'єднання є міцність. Клин розраховують на згин, стержень з'єднання - на зріз з урахуванням ослаблення отвором, поверхні контакту клина із стержнем і втулкою - на зминання.

Штифтовими називають з'єднання деталей за допомогою штифта (рис. 9.23,б,в). Ці з'єднання застосовують для передачі порівняно невеликих крутних моментів, фіксації взаємного розташування деталей. Як приклад можна навести фіксацію двома штифтами взаємного положення корпуса і кришки редуктора (рис. 9.23,6), що є необхідним при спільній механічній обробці отворів під підшипники і подальшому складанню редуктора.

Перевагами штифтових з'єднань є простота, технологічність і низька вартість, недоліками - концентрація напружень в місці отвору і пов'язане з цим послаблення перерізу вала.

Констукція штифтів може бути різноманітною: конічний і циліндричний гладенький (рис. 9.23,б,в); конічний і циліндричний з насічкою, різьбою тощо. Циліндричні штифти ставлять в отвори з натягом, конічні виготовляють з конусністю 1:50, що забезпечує самостопоріння, і вони допускають багатократне складання і розбирання з'єднання.

Критерієм роботоздатності штифтового з'єднання є міцність. Тіло штифта розраховують на зріз, місця контакту штифта з деталями - на зминання.

Профільними називають з'єднання, в яких маточина (втулка) посаджена на вал, який має певний відмінний від колового профіль (рис. 9.23,г,д). Найпоширенішим прикладом такого з'єднання є посадженая ручки чи маховика на вал (вісь) з профілем квадратного перерізу (рис. 9.23,г). Більш досконалим є овальний профіль з'єднання (рис. 9.23,д).

Перевагами профільних з'єднань порівняно з шпонковими і шліцьовими є: менша концентрація напружень, краще центрування деталей. Недоліки - значні напруження зминання і виникнення розпірних зусиль в маточині.

Розрахунок профільних з'єднань на міцність зводиться до перевірки міцності робочих поверхонь на зминання і міцності маточини.

ЛІТЕРАТУРА

43. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительньїх и механических специальностей вузов.- 4-е изд., перераб. и доп.- М- Машино-строение, 1989.-496 с.

44. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вьісш. техн. учеб. заведе­ний.- 5-е изд., перераб.- М.: Вьісш. пік., 1991.- 383 с.

45. Заблонский К.И. Детали машин.- К.: Вища шк. Головное изд-во, 1985.-518 с.

46. Иосилевич Г.Б., Строганов Г.Б., Маслов Г.С. Прикладная механика: Учеб. для вузов/ Под ред. Г.Б.Иосилевича. - М: Вьісш. шк., 1989. - 351 с.

47. Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А. Техническая механика. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец, техникумов. - М.: Вьісш. шк., 1992. - 272 с.

48. Прикладная механика: Учеб. пособие для вузов/ Руков. авт. кол. проф. К.И.Заблонский. - 2-е изд., перераб. и доп.- К.,: Высшая шк. Головное изд-во, 1984.-280 с.

Лекція 8

Дата добавления: 2014-01-04