63. Общие сведения о шпоночных и шлицевых соединениях. Расчет шпоночных и шлицевых соединений.

Шпоночные: Достоинства: простота конструкций. Сравнительная легкость сборки и разборки.

Недостатки: ослабление вала и ступицы, а также необходимость подгонки элементов.

Различают напряженные и ненапряженные шпоночные соединения.

Ненапряженные шпоночные соединения выполняют с помощью призматических и сегментных шпонок.

Призматические шпонки подразделяют на обыкновенные и направляющие, применяемые в случаях, когда детали перемещаются вдоль оси вала.

Сегментные шпонки имеют глубокую посадку, что предохраняет их от перекоса. Однако глубокий паз существенно ослабляет вал и поэтому такие соединения используют относительно реже.

Применяются также круглые, шестигранные, тангенциальные и другие шпонки.

Шпонки изготавливают из чистотянутых углеродистых сталей с пределом прочности σв ≥ 600 МПа. Обычно используют стали Ст6, 45, 50, 55 и 60.

Размеры поперечных сечений принимают в зависимости от диаметра вала d по стандарту. Длину шпонки l назначают на 5…10 мм меньше длины ступицы. Соединение рассчитывают на смятие:

σсм =2Т/dlp (h-t1)≤[ σсм]

T – вращающий момент, lp – рабочая длина шпонки, t1 - глубина врезания шпонки в вал, [ σсм] – допускаемое напряжение на смятие для материала шпонки при спокойной нагрузке.

Шлицевые соединения: Подобны многошпоночным, у которых зубья (шлицы) изготовлены с валом.

Достоинства: лучше центрируют и направляют детали на валах, обладают большей нагрузочной способностью.

Недостаток: сложность изготовления.

По форме профиля различают шлицевые соединения: прямобочные, эвольвентные и треугольные.

Прямобочные ШС обозначают на чертежах последовательно указывая буквенное обозначение поверхности центрирования, число зубьев – z, номинальные размеры d и D, обозначения посадок по диаметру и размеру b. Соединения с эвольвентным профилем зубьев характеризуется повышенной прочностью, обусловленной утолщении ем зубьев к из основанию. Получается методом зубонарезания.

ШС с зубьями треугольного профиля – обычно неподвижные соединения тонкостенных деталей.

Условие прочности соединения из расчета зубьев на смятие:

σсм = 2Т/zhdml = T/SFl ≤[ σсм]

T- расчетный вращающий момент, SF - удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно вала = 0,5dmhz; dm = 0,5(D+d) – средний диаметр ШС; h = 0,5(D-d) – 2f – рабочая высота прямобочных зубьев; m – модуль зубьев;

[ σсм] – допускаемое среднее давление из расчета на смятие, МПа.

Расчет зубьев на износостойкость: σизн = Т/ SFl ≤ [ σсм]Кр

67. Червячные передачи. Скольжение в зацеплении. Кпд червячных передач. Силы в зацеплении.

Червячная передача относится к передачам с непосредственным контактов зубьев червячного колеса и витков червяка, когда оси валов перекрещиваются.

Достоинства: плавность и бесшумность работы, возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой червячной передаче, возможность самоторможения.

Недостатки: низкий коэффициент полезного действия, необходимость изготовления колеса из дорогостоящих антифрикционных материалов, высокая интенсивность изнашивания.

Обычно ведущим звеном является червяк, в некоторых случаях – колесо.

ЧП бывают цилиндрические (с цилиндрическими червяками) и глобоидные (с глобоидными червяками).

В зависимости от формы профиля резьбы различают:

• архимедовы, имеет трапецеидальный профиль резьбы в осевом сечении, в торцевом сечении витки резьбы очерчены архимедовой спиралью;

• эвольвентные, косозубое зубчатое колесо с малым числом зубьев и большим углом их наклона. Профиль витка в торцевом сечении очерчен эвольвентой;

• конволютные цилиндрические червяки, имеют прямолинейные очертания витка в нормальном сечении.

Зацепление в червячной передаче с архимедовым, эвольвентным и конволютным червяками (профиль зубьев червячных колес эвольвентный) представляет собой эвольвентное зацепление зубчатого колеса с зубчатой рейкой со смещением или без смещения.

В ЧП с глобоидными червяками профиль зубьев червячных колес трапецеидальный.

КПД червячных передач: Зависит от потерь мощности в зацеплении, в подшипниках. Потери мощности в червячном зацеплении обусловлены скольжением витков червяка относительно зубьев колеса и могут быть определены как для винтовой пары.

Коэффициент полезного действия: ηз = 0,95* tg γ/tg(γ + φ’)

0,95 – коэффициент, учитывающий потери мощности на перемешивание масла при смазывании элементов передачи окунанием

φ’–приведенный угол трения для материалов червяка и колеса tgφ’≈f'

Если ведущим является колесо, то направление сил трения изменяется: ηз = tg(γ + φ’)/tg γ

Силы действующии в зацеплении: В червячном зацеплении в точке касания начальных цилиндров колеса и червяка действует нормальная сила Fn под углом γ + φ’ к оси червяка.

Окружная сила на червяке Ft1 равна осевой силе на колесе Fa2:

Ft1 = Fa2 = 2T1/d1 , окружная сила на червячном колесе Ft2 равна осевой силе на червяке Fa1: Ft2 = Fa1 = 2T2/d2, радиальная сила Fr = Ft2tgα, нормальная сила Fn = Ft2/cos γ*cosα .