Предисловие (стр. 6 )

где

Так на рис.2.23

Суммарная нагрузка каждого болта равна геометрической сумме соответствующих сил FR и FT (на рис.2.23 показана нагрузка для первого болта F1).

За расчетную принимают наибольшую из суммарных на­грузок. Сравнивая значения и направление реакций, можно отметить, что для соединения, изображенного на рис.2.23 наиболее нагруженными болтами являются 1-й и 3-й (реакции FF и FT близки по направлению) или 2-й (FF и FT направлены одинаково, но FT2<FT2 и FT3).

В конструкции соединения болты могут быть поставлены без зазора или с зазором.

Болты поставлены без зазора. Нагрузка воспринимается непосредственно болтами (см. рис.2.24,б). Прочность болтов и деталей рассчитывают по напряжениям среза и смятия (см. п.1)

Болты поставлены с зазором. Нагрузка воспринимается силами трения в стыке, для образования которых бол­там дают соответствующую затяжку. Приближенно пола­гают, что равнодействующая сил трения, вызванных затяж­кой каждого болта, приложена в центре соответствующего отверстия.

Соединение будет прочным (детали не сдвигаются), если равнодействующая сил трения под каждым болтом не меньше, чем соответствующая равнодействующая сил FR и FT. Так как по условию задачи болты затягивают одинаково, общую затяжку определяют по наиболее нагруженному болту (1-му или 2-му; рис. 2,23). Необходимая затяжка болтов

(2.31)

где К= 1,3...2 — коэффициент запаса; Fmaх — сила, приходяща­яся на наиболее нагруженный болт, равная, например, F1; f – коэф-фициент трения в стыке деталей**.

Прочность болтов рассчитывают по формуле (2.22 и 2.23).

Оптимизация конструкции такого соединения может быть выполнена за счет: варианта постановки болтов с зазором и без зазора; соотношения размеров а и b расположения болтов; количества болтов. При этом могут быть два случая: размеры кронштейна заданы или подлежат определению. Во втором случае вначале рассчитывают высоту кронштейна по напряжениям изгиба, затем рассчитывают соединение и по нему определяют все другие размеры.

В качестве второго примера расчета группы болтов при сдвигающей нагрузке рассмотрим фланцевое соединение валов. В конструкции таких соединений обычно предусматривают центрирующие выступы (рис. 2.25,а) или ставят центрирующие шайбы (рис. 2.25,б) которые одновременно разгружают со­единение от поперечных нагрузок. При этом учитывается:

1.Избыточные силы трения под менее нагруженными болтами являются пассивными и не участвуют в передаче нагрузки.

2.Для сухих чугунных и стальных поверхностей f 0,15...0,2.

Рис. 2.25

При болтах, поставленных без зазора, расчетная нагрузка
болта

F=2T/(zD0). (2.32)

При болтах, поставленных с зазором, необходимая сила затяжки

(2.33)

2.3. Шпоночные соединения

Относятся к разъемным соединениям. Они входят в группу соединений типа «валступица».

Детали шпоночного соединения показаны на рис.2.26, где шпонка 1 закладывается в пазы вала 2 и ступицы 3, надеваемой на вал детали (шкив) зубчатого колеса и т. п.). Шпоночные соединения могут быть неподвижными и подвижными и служат обычно для предотвращения относительного поворота ступицы и вала при передаче вращающего момента.

Рис.2.26 Рис.2.27

Шпоночные соединения широко применяют во всех отраслях машиностроения.

Д о с т о и н с т в а шпоночных соединений: простота и надежность конструкции, легкость сборки и разборки соединенияТ4 невысокая стои­мость. Основной н е д о с т а т о к шпоночных соединений — снижение нагрузочной способности сопрягаемых деталей из-за ослабления их попе­речных сечений шпоночными пазами и значительной концентрации на­пряжении в зоне этих пазов.

Шпоночные пазы на валах и осях обычно получают фрезерованием концевыми или дисковыми фрезами (рис. 2.27). Следует отметить, что в первом случае эффективный коэффициент концентрации напряже­ний примерно на 20% больше, чем во втором случае вследствие более плавного выхода дисковой фрезы и менее резкого изменения поперечного сечения вала. Шпоночные пазы в ступицах обычно протягивают шпоноч­ной протяжкой или долбят резцом.

Различают ненапряженные (с приз­матическими и сегментными шпонками и напряженные с клиновыми и круглыми шпонками — осевыми шпонками) шпоночные соединения. Шпонки основных типов стандартизованы.

Ненапряженные соединения обес­печивают более высокую степень цент­рирования. Они просты по конструк­ции и надежны в работе. Широко при­меняют призматические шпонки (ГОСТ 23360—78*) прямоугольного се­чения и с прямыми или скругленными торцами (рис.2.28, б). В соединении шпонку устанавливают на глубину око­ло 0,5 h (здесь h — высота шпонки) в вал с натягом, в ступицу свободно.

Между верхней гранью шпонки и пазом в ступице оставляют зазор. При монтаже шпонку закладывают в паз вала в неподвижных соединениях без крепления, в подвижных - с помощыо винтов (рис.2.29). При этом необходима индивидуальная подгонка, что затрудняет взаимозаменяемость шпо­нок и ограничивает их применение в крупносерийном и массовом производ­стве.

Размеры стандартной шпонки b, h, I (см. рис. 2.28, в) выбирают в зависи­мости от диаметра вала d и длины сту­пицы детали lст. Длину шпонки l= lст – (5...10) мм принимают из стандартного ряда с учетом размеров поперечного се­чения b и h.

Сегментные шпонки (ГОСТ 24071—97) обеспечивают устой­чивое положение деталей на валу не

Рис. 2.28. Шпоночные соединения: а —детали соединения; б—соединение призматической шпонкой; в —соединение сегментной шпонкой; г —со­единение клиновой шпонкой; 1 — шпонка; 2— вал; 3 —ступица

требуют ручной подгонки. Однако бо­лее глубокий паз (см. рис.2.28 в) ос­лабляет сечение вала, вызывая значи­тельную концентрацию напряжений; поэтому сегментные шпонки за редким исключением устанавливают в массив­ных валах на малонагруженных участ­ках. Размеры стандартных шпонок: ши­рину b, высоту h и диаметр d1 выбирают так же, как призматических. Длина шпонки ld1.

Пазы на валах обрабатывают для призматической шпонки пальцевой или дисковой фрезой, для сегмент­ной—дисковой. В ступице сквозные пазы выполняют протягиванием, глу­хие—долблением. Посадки шпонок

регламентированы ГОСТ 23360—78* для призматических и ГОСТ 24071—97 для сегментных шпонок. Ширину при­зматической и толщину сегментной шпонок выполняют в поле допуска Щ Рекомендуют применять следующие поля допусков размеров:

Ширина шпоночного паза вала, для призматической шпонки Р9
То же, для сегментной шпонки N9

Ширина шпоночного паза отверстия:

при неподвижном соединении нереверсивной передачи Js9

при неподвижном соединении реверсивной передачи P9

при подвижном соединении посредством призматических шпонок D10

Для более равномерного распреде­ления нагрузки на рабочей поверхнос­ти соединения детали на валу устанав­ливают с натягом (посадки с большим натягом для реверсивной передачи):

для цилиндрических прямозубых колес H7/p6 (H7/r6)

для цилиндрических косозубых и червячных колес H7/r6

для конических колес H7/s6(H7/t6)

Проверочный расчет ненапряженных соединений проводят на смятие боковых поверхностей и срез по попе­речному сечению.

для коробок передач - H7/k6 (H7/m6)

Рис.2.29 Подвижные шпоночные соединения :

а — с креплением шпонки на валу; б, в — с креплением шпонки в ступице детали.

Расчет шпоночных соединений

Проверочный расчет ненапряженных шпоночных соединений проводят на смятие боковых поверхностей и срез по попе­речному сечению.

Условие прочности на смятие : (2.34)

на срез (2.35)

где Т—вращающий момент, Н•м; d — диаметр вала, мм; lр — рабочая длина шпонки, мм: lр = l или lp = l—b; h —высота шпонки, мм; t1 — глу­бина паза вала, мм; — допустимое напряже­ние смятия, МПа; —допустимое напряжение среза, МПа.

Расчет на срез проводиться только для не стандартных шпоночных соединений.

Для неподвижных шпоночных со­единений со ступицами из стали [см] = 110...190 МПа; со ступицами из чугуна [см]=70...100МПа; [ср] = 70МПа. Большие значения принима­ют при легком режиме работы (спокой­ной нереверсивной нагрузке), мень­шие — при тяжелых условиях или ре­версивной нагрузке.

Если условие расчета не выполняет­ся, то вторую шпонку устанавливают
под углом 120° к первой шпонке или заменяют шпоночное соединение шлицевым.

Клиновые ш п о н к и (ГОСТ 24068—80*), образующие напряженные соединения, имеют форму клина с ук­лоном 1 : 100 (см. рис. 2.28, г) и спо­собны передавать не только вращаю­щий момент, но и осевую нагрузку. На­тяг между валом и ступицей создают, забивая шпонку или затягивая гайку. Широкие грани шпонки рабочие, а на боковых узких предусмотрен зазор.

Вращающий момент передается за счет сил трения, возникающих на рабо­чих поверхностях. При установке кли­новые шпонки вызывают децентровку ступицы, что приводит к увеличению биения, поэтому их применяют крайне редко, как правило, в соединениях, не требующих точного центрирования.

Тангенциальные клиновые шпонки (ГОСТ 24069—97) состоят из двух одинаковых клиньев с параллельными внешними рабочими гранями (рис. 2.30). Натяг в соединении получают осевым смещением кли­ньев в пазах, образованных угловыми уступами на валу и в ступице.

Рис.2.30 Соединения с тангенциальными шпонками.

Тангенциальные шпонки применяют для пе­редачи больших динамических нагрузок.

Эти шпонки изготовляют из угле­родистых сталей 45, 50, призматичес-­
кие шпонки — из чистотянутого профиля. В нагруженных соединениях
применяют шпонки из легированныхсталей, например 40Х, с термообработкой до HRC 40...45 и последующим шлифованием рабочих граней.

Шлицевые (зубчатые) соединения. По конструкции шлицевое соединение представляет собой многощпоночное соединение, где шпонки выполнены за одно целое с валом (рис.2.31).

Рис.2.31

Пре­имущества шлицевого соединения по сравнению со шпоночным: выше на­грузочная способность, больше уста­лостная прочность вала, меньше габа­ритные размеры, лучше центрирование деталей на валу. Однако для изготовле­ия зубьев (шлицев) требуется специ­альный инструмент, вследствие чего стоимость соединения больше. Поэто­му шлицевые соединения широко ис­пользуют в крупносерийном и массо­вом производстве.

Рис. 2.32. Способы центрирования шлицевых со­единений:

а, г - по внешнему диаметру; б - по внутреннему диа­метру; в — по боковым граням

Шлицевые соединения могут быть неподвижные и подвижные, обеспечи­-
вающие перемещение деталей по валу (например, блока шестерен в коробках
передач). По форме профиля зубьев различают соединения трех типов: пря-
мобочные, эвольвентные и треугольные.

Наиболее распространены п р я м о б о ч н ы е соединения (ГОСТ 1139—80*). Их выполняют легкой, средней и тяжело» серий (приложе­ние 8). В основном используют соеди­нения легкой и средней серии с центри­рованием деталей на валу по наружному диаметру D (рис.2.32, а) и внутреннему d (рис. 2.32, б).

Центрирование по наружному диаметру применяют при не­большой твердости ступицы (НВ<350). Если твердость ступицы более высокая, то выполняют центрирование по внут­реннему диаметру. При пониженных требованиях к соосности вала и ступи­цы, больших ударных нагрузках или ре­версивном движении применяют цент­рирование по боковым граням (рис.2.32, в).

Э в о л ь в е н т н ы е соедине­ния (ГОСТ 6033-80*; приложение 9)обладают высокой нагрузочной способ­ностью и повышенной прочностью.
Технология изготовления валов и сту­-пиц с эвольвентным профилем упро-щается благодаря использованию стан­дартного зубонарезного оборудования.
В эвольвентных соединениях применяют центрирование по боковым граням иногда по наружному диаметру
(рис. 2.32, г).

Прямобочные и эвольвентные про­фили используют в подвижных соеди­нениях. Для повышения износостой­кости соединения твердость поверхно­сти зубьев повышают до HRC 50...60, подвергая их закалке с нагревом ТВЧ. цементации, нитроцементации или азотированию.

Т р е у г о л ь н ы е ш л и ц е в ы е с о е д и н е н и я применяют при тон­костенной ступице и для координации положения соединяемых деталей при относительно малых углах поворота. Соединения с треугольным профилем не стандартизованы. Детали соедине­ния центрируют по боковым граням.

Посадки элементов шлицевых со­единений регламентированы стандар­тами.

В шлицевых соединениях вслед­ствие износа, смятия и заедания проис­ходит повреждение рабочих поверхнос­тей зубьев, поэтому такие соединения рассчитывают по двум критериям; со­противлению рабочих поверхностей смятию и изнашиванию.

Условное напряжение смятия

(2.36)

где Т — врашаюший момент, Нм; dm — средний диачетч соединения, мм: для прямобочного со­единения dm = (D+ d)/2; для эвольвентного — dm = mz; h- рабочая высота зубьев, мм; l — рабо­чая длина соединения, мм: обычно l (l...1,5)d; z—число зубьев; — допустимое напряже­ние смятия, МПа.

Для подвижных шлицевых соедине­ний = 20...40 МПа. Большие зна­чения принимают при легком режиме работы (спокойной нереверсивной на­грузке), меньшие — при тяжелых усло­виях или реверсивной нагрузке.

Уточненный расчет прямобочных соединений с учетом срока службы, ре­жима нагрузки и других факторов вы­полняют по ГОСТ 21425—75.

3. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.

В первой главе была представлена структурная схема машины, в которой передаточный механизм чаще всего, состоит из механических передач. Там же разобраны общие параметры, кинематические и энергетические характеристики передач и приводов машин.

Такие как: передаточное отношение и число, к. п.д., мощность, крутящий момент и т. д. .

В этой главе рассмотрим основные конструкции механических передач, которые наиболее часто применяются в общем машиностроении.

3.1. КЛАССИФИКАЦИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ.

Классификация механических передач представлена схемой на Рис 3.1.

Рис.3.1

3.2 ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Зубчатые передачи обеспечивают передачу момента вращения с помощью последовательно зацепляющихся зубьев. Тела вращения, на которых расположены зубья, называются зубчатыми колесами. Меньшее колесо зубчатой пары называ­ется шестерней, а большее - колесом. Собственно колесо состоит из диска со ступицей и зубчатого венца (рис. З.1.).

Рис.3.2

Все применяемые здесь и в дальнейшем термины, определения и обозначения, относящиеся к зубчатым передачам, соответствуют ГОСТ 16530—83 «Передачи зубчатые», ГОСТ 16531—83 «Передачи зубчатые цилиндрические» и ГОСТ 19325—73 «Передачи зубчатые конические».