Раздел 2. Соединения деталей. Лекция 8

1. РАЗДЕЛ 2. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ

Лекция 8

2.

ШПОНОЧНЫЕ И ШТИФТОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Предназначены для передачи вращающего
момента от вала к детали и наоборот.
СОЕДИНЕНИЕ ПРИЗМАТИЧЕСКОЙ ШПОНКОЙ
l
Г ОСТ
d
T=Ft
2
ГОСТ
h
t1
Ft
b
d
Г ОСТ

3.

Особенности соединения:
Шпонка свободно устанавливается в паз вала;
1. Вращающий момент передается боковыми
гранями шпонки;
2. Шпонка имеет зазор по верхней грани.
Достоинства:
1. Не нарушается центрирование колеса на валу;
2. До приложения момента ступица колеса не
напряжена.
Недостатки:
1. Шпонка требует пригонки по месту;
2. Под нагрузкой возможен разворот шпонки;
3. Шпоночный паз ослабляет сечение вала;
4. Не обеспечивает осевой фиксации колеса на валу.

4.

Размеры стандартной шпонки подбираются в зависимости
от диаметра вала:
lp l
Диаметр
вала d, мм
22 … 30
30 … 38
ГОСТ
b
Сечение
шпонки
bГОСТ, мм
8
10
hГОСТ, мм
7
8
Глубина
паза
вала
t1,мм
4
5

5.

ГОСТ
b
l
ГОСТ
ГОСТ
h
lP
t1
AСМ
АСР
вариант ы:

6.

Призматическая шпонка работает на смятие и
срез.
Условие прочности призматической шпонки
на смятие и срез:
Т
Ft
d
/
2
см
СМ ;
Aсм (h t1 ) l p
T
Ft
ср
d / 2 [ СР ] .
Acp b l p

7.

СОЕДИНЕНИЕ СЕГМЕНТНОЙ ШПОНКОЙ
У сегментной шпонки меньше вероятность
разворота из-за большой глубины паза, но
сильно
ослаблен
вал,
используют на конце вала
поэтому
чаще

8.

l
Ft
h
T
K
b
d

9.

Условие прочности сегментной шпонки
на смятие
T
Ft
d
/
2
см
CM
ACM
K l

10.

СОЕДИНЕНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ШПОНКОЙ
(ШТИФТОМ)
Ft
D
Ft
dш
T
d
l
dш
l
d
Ft
T
T
d
Ft
dш

11.

T
Ft
d
/
2
CM
CM
dШ
ACM
l
2
T
Ft
d
/
2
CP
CP
ACP
dШ l

12.

dш
T
Ft
d
Ft
D

13.

T
Ft
d
CM
CM
D d
ACM
dШ
2
T
Ft
d
CP
CP
2
ACP d Ш
4

14.

СОЕДИНЕНИЕ ВРЕЗНОЙ КЛИНОВОЙ ШПОНКОЙ
Клиновая
шпонка
передает
вращающий
момент за счёт сил трения на верхней и
нижней гранях. Силы же трения препятствуют
осевому смещению колеса.
.

15.

l
1 : 100
b
e
T
d
ось колеса
ось вала

16.

Недостатки:
Шпонка требует пригонки по месту.
При забивании шпонки колесо перекашивается,
одновременно ось колеса смещается относительно
оси вала в радиальном направлении, что приводит
к нарушению балансировки вала.
Ступица колеса испытывает дополнительные
напряжения.
Из-за этих недостатков клиновая шпонка
применяется редко.
Т
см
CM
b l d 0,56 f
Условие
прочности

17.

СОЕДИНЕНИЕ
КЛИНОВОЙ
ШПОНКОЙ НА
ЛЫСКЕ
Т
Т
СОЕДИНЕНИЕ
КЛИНОВОЙ
ФРИКЦИОННОЙ
ШПОНКОЙ

18.

СОЕДИНЕНИЕ ТАНГЕНЦИАЛЬНОЙ ШПОНКОЙ
А
A- A
T
120
b
l
d
А
Т
см
CM
b l d (0,45 0,64 f )
Условие
прочности
на смятие

19.

ЗУБЧАТЫЕ СОЕДИНЕНИЯ (ШЛИЦЕВЫЕ)
Предназначены для передачи вращающего момента от
вала к детали и наоборот.
Классификация:
По профилю поперечного сечения
зубьев: прямобочные (а);
эвольвентные (б) - нарезаются червячной фрезой с
углом исходного
контура α = 300;
- треугольные (в) - для передачи небольших
вращающих моментов.
По виду сопряжения соединяемых деталей:
подвижные (в коробках передач);
неподвижные.
По серии (по высоте зубьев):
легкой;
средней;
тяжелой.

20.

По расположению образующей боковой
поверхности зубьев относительно оси
вала:
1. прямые;
2. винтовые;
3. конические;
4. торцовые.

21.

По способу центрирования:
1. с центрированием по наружному диаметру D;
2. с центрированием по внутреннему диаметру d;
3. с центрированием по боковым граням b.
а) и b) – обеспечивают лучшее центрирование
колеса на валу;
с) – более равномерное распределение
нагрузки между зубьями.

22.

D
d
b
a)
b)
с)

23.

Зубчатые соединения, по сравнению
со шпоночными:
– при одинаковых габаритах имеют большую
нагрузочную способность (z = 6 ... 20);
– более технологичны в массовом
производстве;
– больше прочность вала;
– но менее точное центрирование колеса на
валу.

24.

РАСЧЁТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шлицевые соединения рассчитываются на
смятие и износостойкость.
Износ
возможен
и
в
неподвижных
соединениях из-за микроперемещений вала
относительно ступицы колеса при циклических
деформациях изгиба вала.

25.

T
d
D
c h
P
c
l
Ft

26.

dcp
SF
hp z
2
(D d )
dcp
2
- удельный суммарный статический
момент сопротивления рабочих площадей
зубьев;
D d
hp
2с
2
KF
= 1,3
неравномерность
зубьями.
– средний диаметр зубьев;
– рабочая высота профиля зуба;
– коэффициент, учитывающий
распределения
нагрузки
между
d СР
(Т /
) КF
[ СМ ]
Ft К F
T КF
2
СМ
min
,
АСМ
hР l z
SF l
[ ИЗН ]

27.

В инженерной практике чаще ограничиваются
обобщённым расчётом на смятие:
σсм ≤ [σсм]опытное,
который предотвращает и износ, т.к.
[ σсм ]ОПЫТНОЕ задают из опыта эксплуатации
аналогичных конструкций без
катастрофического износа и смятия.
Для ответственных конструкций соединения
зубчатого колеса с валом разработан ГОСТ
21425 – 75, предусматривающий очень
сложный раздельный расчёт: [ σсм ] и [σизн ].
При таком расчёте должно выполняться
условие:
σСМ ≤ min { [ σcм ] , [ σизн ] }.

28.

КЛЕММОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Клеммовые
соединения
предназначены
для
закрепления детали на валу или оси и передачи движения
от рычага к валу за счёт сил трения. Различают
соединение со ступицей имеющей прорезь (рисунок 2.29
а) и соединение с разъёмной ступицей (рисунок 2.29 б).
Достоинством
клеммового
соединения
является
возможность лёгкой переустановки рычага на валу как в
осевом, так и в окружном направлениях.

29.

FЗАТ
клемма
вал
рычаг
a)
F
FЗАТ
FЗАТ
FЗАТ
б)
FЗАТ
FЗАТ
F
Рисунок 2.29

30.

В зависимости от жёсткости клеммы возможны две
расчётные схемы, для определения диаметров
болтов.
а)
клемма
со
Т
ступицей
большой
жёсткости
(нашли
ограниченное
применение)
FЗАТ Ff
FЗАТ
FN
FЗАТ
d
FN
Рисунок 2.30
Ff
FЗАТ

31.

Условие фиксации клеммы на валу:
1) при действии только вращающего момента Т :
Ff ∙ d ≥ KC ∙ T
тогда Ft ∙ d = Ff ∙ d = FN ∙ f ∙ d =
= 2FТ ЗАТ ∙ z ∙ f ∙ d ≥ KC ∙ T ,
откуда сила затяжки, для противостояния моменту Т:
Т
ЗАТ
F
КС Т
2 z f d
где FN –нормальная
составляющая реакции
вала в месте контакта;
f – коэффициент трения между валом и ступицей;
z –число болтов с одной стороны вала;
КС = 1,3...1,8 –коэффициент запаса сцепления .

32.

2) при действии на клемму осевой силы Fa :
2FN ∙ f ≥ КС ∙Fa
тогда 2FN ∙ f = 4FF ЗАТ ∙ z ∙ f ≥ KC ∙ Fa ,
откуда сила затяжки, для противостояния Fa :
F
ЗАТ
F
КС Fа
4 z f

33.

б) клемма с гибкой ступицей
Т
Условие фиксации
клеммы на валу:
1)при действии
FЗАТ
FЗАТ
d
момента Т :
Ff ∙ d /2 ≥ KC ∙ T
q
FЗАТ
только вращающего
Ff
FЗАТ
Рисунок 2.31

34.

тогда Ff ∙ d/2= FN ∙ f ∙ d/2 = q∙ πdb ∙ f ∙ d/2=
2F z
d
d b f KC Т
db
2
Т
ЗАТ
откуда сила затяжки, для противостояния моменту Т
Т
ЗАТ
F
КС Т
z f d

35.

2) при действии на клемму осевой силы Fa :
FN ∙ f ≥ КС ∙Fa
тогда FN ∙ f = q∙ πdb ∙ f =
Т
2 FЗАТ
z
d
d b f KC Fa
db
2
откуда сила затяжки, для противостояния Fa
F
ЗАТ
F
КС Fа
2 z f

36.

При совместном действии момента Т и осевой силы Fа,
если действие момента Т заменить окружной силой
Т
Ft
d /2
и найти равнодействующую двух сил
F
то необходимая сила затяжки
FТ
ЗАТ
F
КС F
.
2 z f
Ft2 Fа2