65. Расчет шпоночных соединений ( призматическая шпонка).

Размеры сечений шпонки (ширину b и высоту h), глубину паза t1 выбирают в зависимости от диаметра вала d.

Длину шпонки конструктивно принимают на 5…10 мм меньше длины ступицы, согласовывая со стандартом и проверяют на смятие:

Если расчетное напряжение превышает допускаемое более чем на 5%, то применяют две шпонки, установленные под углом 180°. Постановка нескольких шпонок сильно ослабляет вал и ступицу, а также связана с технологическими затруднениями. В таких случаях шпонки заменяют шлицевыми соединениями.

Допускаемые напряжения смятия:

· При спокойной нагрузке и стальной ступице 110…190 Н/мм2;

· При спокойной нагрузке и чугунной ступице 70…100 Н/мм2;

· При значительных колебаниях нагрузки напряжения следует снижать на 50%.

66. Материалы и допускаемые напряжения шпонок

Стандартные шпонки изготавливают из чистостянутых стальных прутков углеродистой и легированной стали с пределами прочности не ниже 50 Н/мм². Величина допускаемых напряжений зависит от режима работы, прочности вала и ступицы, типа посадки ступицы на вал. Обычно принимают:

[σ ]= 80...150 Н/мм²

для неподвижных соединений и для подвижных соединений

[σ ]= 30-50 Н/мм².

Меньшие значения для чугунных ступиц и при резких изменениях нагрузки. Допускаемые напряжения на срез принимаются

[σ ]= 60...90 Н/мм².

Все размеры шпонок и допуски на них стандартизированы. Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b и h берут по справочнику и определяют l. Расчетную длину шпонки округляют до стандартного размера, согласуясь с размерами ступицы.

Полученные выше расчетные формулы не учитывают влияние сил трения, которые образуются в соединении при посадках с натягом. Эти силы трения частично разгружают шпонку и учитываются при выборе допускаемых напряжений.

В тех случаях, когда одна шпонка не может передать заданного момента, устанавливают две или три шпонки. При этом следует учитывать, что постановка нескольких шпонок связана с технологическими затруднениями, а также ослабляет вал и ступицу. Поэтому многошпоночные соединения почти не применяют. Их заменяют шлицевыми соединениями.

2 Критерии работоспособности и виды отказов червячных передач.

Основными видами повреждений червячных передач являются поверхностные разрушения, заедание и изнашивание зубьев. Усталостному разрушению обычно подвергаются зубья червячных колес, изготовленных из твердых бронз. Наиболее опасны изнашивание и заедание зубьев колес червячных передач, обусловленные большими скоростями скольжения и неблагоприятным направлением скольжения относительно линии контакта червяка с колесом. Для предупреждения поверхностного разрушения зубьев колеса расчет передачи ведут по контактным напряжениям; для предупреждения поломок - на изгиб. Расчет на изгиб является проверочным. Обычно расчетные напряжения при изгибе зубьев значительно меньше допускаемых. При проектном расчете из условий контактной прочности определяется межосевое расстояние

где σ_нр - допустимое контактное напряжение для червячного колеса; к_нβ - коэффициент неравномерности нагрузки; к_нβ = 1,1...1,2; к_нU - коэффициент динамичности нагрузки.

При V = 3 м/с к_нU = 1.

Расчетная формула для расчета зубьев червячных колес на изгиб имеет вид:

где Y_F - коэффициент учитывающий форму зуба и зависит от числа зубьев; к - коэффициент нагрузки; γ_w - начальный угол подъема витка червяка, x - коэффициент смещения.

Если , то следует увеличить модуль

- допускаемое напряжение изгиба для червячного колеса.

В связи с большими скоростями скольжения витков червяка и зубьев колеса материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойства-ми. Червяки для силовых передач изготавливают из углеродистых или легированных сталей с последующей их термообработкой.

Венцы червячных колес изготавливают в большинстве случаев из бронз.

Допускаемые контактные напряжения для зубов из бронзы определяют по формуле

где К_σН = 0,9 при твердости рабочих поверхностей витков червяка больше 46 HRC и К_σН = 0,7 - в остальных случаях; К_HL - коэффициент долговечности передачи, зависящий от числа циклов напряжений.

Допускаемое напряжение при изгибе

где К_FL - коэффициент долговечности передачи.

В силу больших скоростей скольжения и значительных потерь на трение тепловыделение в червячных передачах значительно больше, чем в зубчатых и кроме расчета на прочность необходимо провести расчет нагрев, при котором учитывается количество выделяемой теплоты и количество теплоты, отводимой через поверхность охлаждения.

При работе червячных передач выделяется большое количе¬ство теплоты. Потерянная мощность Р1 на трение в зацеп¬лении и подшипниках, а также на размешивание и разбрызгива¬ние масла переходит в теплоту, которая нагревает масло, а оно через стенки корпуса передает эту теплоту окружающей среде. Если отвод теплоты недостаточен, передача перегреется. При перегреве смазочные свойства масла резко ухудшаются (его вязкость падает) и возникает опасность заедания, что может привести к выходу передачи из строя. Поэтому червячные передачи во избежание их перегрева предпочти¬тельно использовать в приводах периодического (а не непрерыв¬ного) действия. Тепловой расчет червячной передачи производится как проверочный после определения размеров корпуса при эскизном проектировании. Тепловой расчет червячной передачи при установившемся режиме работы производится на основе теплового баланса,