24. Конструкции зубчатых (шлицевых) соединений.

Шлицевые соединения валов со ступицами (зубча­тых колес, шкивов и т. п.) применяют для передачи вращаю­щего момента. На валу изготовляют выступы (зубья), входя­щие во впадины (шлицы) ступицы.

Различают шлицевые соединения неподвижные и подвиж­ные с возможностью перемещения деталей вдоль оси под на­грузкой или без нагрузки. (Например, шлицевые соединения сверлильных шпинделей станков, карданных валов автомо­билей и др.).

В машиностроении применяют прямобочные, эвольвентные и треугольные шлицы.

В настоящее время наиболее распространены давно приме­няемые прямобочные шлицевые соединения (около 80%). В поперечном сечении профиль прямобочных шлицев очерчивается окружностью выступов зубь­ев D, окружностью впадин d, и прямыми, определяющими по­стоянную толщину зубьев b. Стандартом предусмотрены три серии соединений: легкая, средняя и тяжелая. С переходом от легкой к средней и тяжелой сериям при одном и том же внут­реннем диаметре d, увеличивают наружный диаметр D и число зубьев z, что повышает несущую способность соединений. Соединения с прямобочными шлицами выполняют с центри­рованием по наружному диаметру D, по внутрен­нему диаметру d, и по боковым граням b.

Более перспективны соединения с эвольвентными зубьями (шлицами). Их выполняют с центрированием по боковым, ра­бочим поверхностям или по наружному диаметру. Профиль эвольвентных шлицев очерчивается, как и профиль зубьев эвольвентных зубчатых колес, окружностью вершин, окружностью впа­дин и эвольвентами с углом зацепления 30° (у зубчатых колес 20°) при уменьшенной высоте зуба h = m (у зубчатых колес h = 2,25m).

25. Расчёт зубчатых (шлицевых) соединений.

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их – на изгиб и срез.

Условие прочности

Где Р = 2М_к/d_ср – окружная сила, действующая на зубья, кгс

d_ср — средний диаметр соединения, см;

М_к— момент, передаваемый шлицевым соединением, кгс•см ;

z — число зубьев;

Для применяемых соотношений элементов шлицевых соединений основным является расчет на смятие: 10³Т_max/φ F l r_ср ≤ [σ_см]

где Т – наибольший допустимый вращающий момент, передаваемый соединением, Нм;

φ=(0,7…0,8) - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок по рабочим поверхностям зубьев; обычно принимают φ=0,75;

F - площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, мм²/мм

F = z [(D_в - d_а)/2(f + r)] для прямобочных (прямоугольных) зубьев;

здесь z - число зубьев; D_в - наружный диаметр зубьев вала, мм; d_а - диаметр отверстия шлицевой втулки, мм; f - размер фаски, мм; r - радиус закругления, мм;

F = 0,8mz – для эвольвентных зубьев; m -модуль, мм;

F = (D_в + d_а) /2l для треугольных зубьев; l - рабочая длина зуба, мм;

r_ср = (D_в + d_а)/4 для прямобочных (прямоугольных) зубьев;

r_ср = 0,5d_a для эвольвентных и треугольных зубьев;

[σ_см] – допускаемое напряжение на смятие, МПа.

26. Конструкции шпоночных соединений.

Шпонка – деталь, устанавливаемая в пазах двух соприкасающихся деталей и препятствующая относительному повороту или сдвигу этих деталей. Шпонки применяют для передачи крутящего момента от вала к ступице и наоборот.

Шпоночные соединения разделяют на две группы: ненапряженные, осуществляемые призматическими или сегментными шпонками, и напряженные – клиновыми шпонками.

Шпонки всех основных видов стандартизованы и их размеры выбирают по ГОСТам в зависимости от диаметра вала d. Стандартными является сечение шпонки b x h.

b = (0,25…0,30)d_b

Длина шпонки l определяется обычно длиной ступицы l_ст:

l_p = l_ст – (5…10)мм

Шпоночные соединения просты по конструкции и надежны, но они ослабляют вал и являются концентраторами напряжений. Недостатком призматических шпонок являются также трудность обеспечения их взаимозаменяемости, т.е. необходимость ручной пригонки или подбора. Сегментные шпонки более технологичны, чем призматические, и положение их на валу более устойчиво. Однако, они требуют более глубокой канавки на валу, и сборка соединения с сегментной шпонкой сложнее, чем с призматической.

27. Расчёт призматических шпонок.

В зависимости от диаметра вала d выбирают размеры шпонки b х h, а ее длину принимают на 5-10 мм меньше длины ступицы, округляя до ближайшего большего значения по стандарту. После подбора шпонки соединение проверяют на смятие. Напряжения смятия опреде­ляют в предположении их равномерного распределения по поверхности контакта:

где F_t=2T/d — сила, передаваемая шпонкой; А_см — площадь смятия;

А_см = (h - t₁) l_p

На смятие рассчитывают выступающую из вала часть шпонки.

Следовательно,

где Т — передаваемый момент, Нмм; d — диаметр вала, мм; (h – t₁) — ра­бочая глубина паза, мм; l_р — рабочая длина шпонки, мм (для шпонок с плоским торцом l_р =l, со скругленными торцами l_p = l-b); [σ]_см - допускаемое напряжение.

Расчетную длину шпонки округляют до ближайшего большего размера. Длину ступицы l_ст принимают на 8... 10 мм больше длины шпонки.

При расчете многошпоночного соединения допускают, что нагрузка между всеми шпонками распределяется равномерно.

Для ответственных соединений призматическую шпонку проверяют на срез

где τ_ср — расчетное напряжение на срез, МПа; b — ширина шпонки, мм; l_р — рабочая длина шпонки, мм; [τ]_ср — допускаемое напряжение на срез.

28. Расчёт тангенциальных шпонок.

Тангенциальная шпонка состоит из двух односкосных клиньев с уклоном 1:100 каждый. Работает узкими боковыми гранями. Распорная сила между валом и ступицей создается в касательном (тангенциальном) направлении. Применяют для валов диаметром свыше 60 мм при передаче больших вращающих моментов с переменным режимом работы (крепление маховика на валу двигателя внутреннего сгорания и др.).

Принимается, что вся нагрузка со стороны втулки на шпонку воспринимается её узкой гранью, при этом пренебрегают трением между поверхностями втулки и вала, возникающим при заклинивании шпонок.

Условие прочности на смятие по узкой грани шпонки

Где t – толщина шпонки, с – ширина фаски, l_р — рабочая длина шпонки.

обхвата зависит от соотношения размеров шкивов и их расстояния друг от друга. Достоинства ременной передачи: простота конструкции; возможность

расположения ведущего и ведомого шкивов на больших расстояниях (более 15 метров); плавность и бесшумность работы; предохранение механизмов от перегрузки за счёт упругих свойств ремня и его способности проскальзывать по шкивам; возможность работы с большими угловыми скоростями. Недостатки ременной передачи: постепенное вытягивание ремней, их недолговечность; непостоянство передаточного отношения (из-за неизбежного проскальзывания ремня); относительно большие размеры.

Червячная передача служит для получения вращения между валами, пересекающимися в одной плоскости. Передача состоит из винта (червяка) и винтового колеса, которые находятся в зацеплении. При вращении червяка витки ведут зубцы колеса и заставляют его вращаться. Обычно вращение от червяка передается колесу. Обратная передача почти не встречается из-за самоторможения. Достоинства червячной передачи: плавность и бесшумность работы; большое передаточное число. Недостатки червячной передачи: усиленное тепловыделение; повышенный износ; склонность к заеданию; сравнительно низкий КПД.

Цепная передача — передача механической энергии при помощи гибкого элемента — цепи, за счёт сил зацепления. Состоит из ведущей и ведомой звездочки и цепи. Цепь состоит из подвижных звеньев. По сравнению с ременной не дает проскальзывания и позволяет соблюдать правильность передаточного числа. Цепная передача осуществляется только при параллельных валах. Достоинства: меньшая чувствительность к неточностям расположения валов; возможность передачи движения одной цепью нескольким звездочкам; возможность передачи вращательного движения на большие расстояния.

Недостатки: повышенный шум и износ цепи при неправильном выборе конструкции, небрежном монтаже и плохом уходе.

32. Назначение и классификация передач.

При фрикционной передаче вращение от одного колеса к другому передается при помощи силы трения. Оба колеса прижимаются друг к другу с некоторой силой и вследствие возникающего между ними трения вращают одно другое. Недостаток фрикционной передачи: большая сила, давящая на колеса, вызывающая дополнительное трение, следовательно, требующая и дополнительную силу для вращения. Кроме того, колеса при вращении, как бы они ни были прижаты друг к другу, дают проскальзывание. Поэтому там, где требуется точное соотношение чисел оборотов колес, фрикционная передача себя не оправдывает.

Достоинства фрикционной передачи: Простота изготовления тел качения; Равномерность вращения и бесшумность работы; Возможность бесступенчатого регулирования частоты вращения и включения/выключения передачи на ходу; За счет возможностей проскальзывания передача обладает предохранительными свойствами.

В зубчатых передачах вращение от одного колеса к другому передается при помощи зубьев. Зубчатые колеса вращаются намного легче фрикционных. Объясняется это тем, что здесь нажима колеса на колесо совсем не требуется. Для правильного зацепления и легкой работы колес профиль зубца делают по определенной кривой, называемой эвольвентой. Достоинства зубчатой передачи: значительно меньшие габариты, чем у других передач; высокий КПД (потери в точных, хорошо смазываемых передачах 1-2%); большая долговечность и надёжность. Недостатки зубчатой передачи: шум при работе; необходимость точного изготовления.

Ременная передача — передача механической энергии при помощи гибкого элемента — приводного ремня, за счёт сил трения или сил зацепления (зубчатые ремни).

Состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня (одного или нескольких). Ремень, натянутый на шкивы, охватывает какую-то часть. Эта облегающая часть (дуга) - угол обхвата. Чем больше будет угол обхвата, тем лучше образуется сцепление, лучше и надежнее будет вращение шкивов. Угол

31. Конструкции фрикционно-винтовых соединений.

Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на валах, осях, цилиндрических колоннах и тому подобных элементах конструкций преимущественно при необходимости последующих перестановок. Они не требуют применения шпонок и поэтому допускают установку деталей в любом положении гладкого вала.

Клеммовые соединения относятся к группе фрикционных соединений, которые основаны на действии сил трения F_тр и в которых необходимое нормальное давление F_n создается силой F₀ затяжки винтов.

Соединение выполняют с разъемной ступицей (а) и со ступицей, имеющей прорезь (б), для затягивания за счет деформации тела ступицы винтами. В первом случае конструкция сложнее, тяжелее, но ее можно установить в любой части вала независимо от формы его соседних участков и без снятия других деталей, находящихся на валу.

 

Клеммовые соединения проектируют по условию передачи крутящего момента или осевой силы.

при скреплении клином стержня со втулкой. Установочные клинья применяют для регулировки и установки подшипников валков прокатных станов. Силовые клиновые соединения: напряженные, осуществляемые с предварительным натягом, и ненапряженные, осуществляемые без предварительного натяга.

Рабочие поверхности клиньев и скрепляемых ими деталей машин выполняют цилиндрическим и так как при этом в стержне и втулке уменьшается концентрация напряжения и между клином и скрепляемыми деталями увеличивается трение. Торцы клина обычно закругляют и делают тоньше для того, чтобы в случае их смятия при забивании и выбивании клина не царапать стенки скрепляемых деталей. Клин удерживается на рабочем месте большей частью одним лишь трением. При этом уклон клина принимают сравнительно небольшим.

Коническое соединение – соединение наружного и внутреннего конусов, имеющих одинаковые номинальные углы конуса или одинаковые номинальные конусности. Конические соединения могут быть подвижными, неподвижными и плотными. Конические сопряжения используют для обеспечения сопряжений, при которых требуется частая разборка и сборка при хорошем центрировании сопрягаемых деталей. Подвижные конические соединения служат для обеспечения относительного вращения или зазора между деталями. Эти соединения характеризуются точным центрированием, возможностью компенсации износа деталей за счет перемещения их вдоль оси, например, в конических подшипниках станков, в регулирующих устройствах. Подвижные конические соединения допускают регулирование зазора относительным смещением деталей вдоль оси и тем самым обеспечивают высокую точность вращения и длительную эксплуатацию с сохранением заданных свойств. Неподвижные конические соединения служат для передачи крутящих моментов. Неподвижность создается силой трения между сопрягаемыми поверхностями. Силу трения регулируют изменением натяга, который обеспечивают затяжкой или запрессовкой наружного конуса во внутренний.

30. Конструкции штифтовых, клиновых и конических соединений.

Штифтовое – соединение составных частей изделия с применением штифта. Штифтовые соединения применяют для фиксации взаимного положения деталей (а, б), при передаче сравнительно небольших вращающих моментов (в); для закрепления деталей на конце вала применяется соединение, где штифт выполняет роль круглой шпонки (г). Например, фиксация двумя штифтами взаимного положения корпуса и крышки редуктора, что необходимо при совместной механической обработке этих деталей и для сборки редуктора.

Основные типы стандартных штифтов: конический гладкий (а), конический насеченный (б), цилиндрический гладкий (в), цилиндрический насеченный (г), пружинный (д). Стандартизованы также штифты цилиндрические насеченные с коническими насечками, штифты цилин­дрические и конические с внутренней резьбой, штифты конические с резьбовой цапфой (резьба на штифтах служит либо для их закрепления, либо для извлечения из отверстия при разборке).

Клиновое – разъемное соединение составных частей изделия с применением детали, имеющей форму клина. Клиновые соединения подразделяют на установочные, предназначенные для регулирования и установки нужного взаимного положения деталей, и силовые, предназначенные для прочного скрепления деталей. Силовые клиновые соединения применяют, например,

29. Расчёт клиновых шпонок.

Клиновые шпонки имеют форму односкосных самотормозящих клиньев с уклоном 1:100. Такой же уклон имеют и пазы в ступицах. Головка служит для выбивания шпонки из паза.В этих соединениях ступицу устанавливают на валу с небольшим зазором.

Соединения врезными клиновыми шпонками проверяют по условию прочности на смятие рабочих поверхностей контакта:

где l_р – длина рабочей части шпонки; f – коэффициент трения; Т — передаваемый момент

Соединения цилиндрическими шпонками проверяют по условию прочности на смятие:

33. Конструкции и кинематика плоскоременных передач.

Наиболее типичные схемы передач плоским ремнем: 

а) открытая (оси валов параллельны, шкивы вращаются в одинаковом направлении); 

б) перекрестная (оси валов параллельны, шкивы вращаются в противоположных направлениях); 

в) полуперекрестная (оси валов перекрещиваются);

г) угловая (с направляющими роликами, оси валов перекрещиваются или пересекаются); 

д) со ступенчатыми шкивами (регулируемая передача); 

е) с холостым шкивом (применяется для пуска и остановки ведомого вала при непрерывном вращении ведущего); 

ж) с натяжным роликом (применяется при малых межосевых расстояниях и больших передаточных числах и ≤ 10; натяжной ролик увеличивает угол обхвата шкивов и автоматически обеспечивает постоянное натяжение ремня).

Наибольшее распространение имеют открытые плоскоременные передачи. По сравнению с другими они обладают более высокой нагрузочной способностью, КПД и долговечностью ремней. В передачах б, в, г, ж ремень изнашивается быстрее вследствие дополнительных перегибов, закручивания или взаимного трения ведущей и ведомой ветвей.

Плоскоременные передачи обеспечивают высокую плавность работы (плавность характеризует величину погрешностей угла поворота, многократно повторяющихся за один оборот).

КПД передач плоским ремнем η = 0,93...0,98. Передаточное число открытой передачи и ≤ 5; с натяжным роликом и ≤ 10.

Плоскоременные передачи предпочтительны при больших межосевых расстояниях; кроме того, они сравнительно дешевы, их ремни обладают большой гибкостью и повышенной долго­вечностью, шкивы просты по конструкции. Плоскоременные передачи применяют при весьма высоких скоростях ремня (до 100 м/с).

Кинематика ременных передач.

Окружные скорости на шкивах:

где v1 и v2 — окружные скорости на ведомом и ведущем шкивах;

D1 и D2 — диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм;

п1 и п2 — частота вращения ведущего и ведомого шкивов, об/мин.

Вследствие неизбежного упругого скольжения v2<v1 можно записать v2 = v1 (1 - ξ), где ξ — коэффициент упругого скольжения.

Передаточное число

отсюда D2 = uD1 (1 - ξ).