При действии системы сил, сдвигающих детали в стыке

Приложенную консольно силу Q заменяют силой, приложенной к центру тяжести сечения стыка, и моментом Т= QL. Они стремятся сдвинуть и повернуть кронштейн.

Полагают, что сила Q, приложенная к центру тяжести стыка, распределяется между болтами равномерно:

где z — число болтов.

Реакции Q₀ направлены параллельно Q, но в противоположную сторону. Наиболее нагруженным от момента T болтом будет наиболее удаленный от центра тяжести стыка:

где r— расстояние болтов от центра тяжести стыка; i =1, 2, 3,..,z. Здесь z — порядковый номер болта.

Реакции Q_Ti перпендикулярны радиусам r_i и направлены в противоположную сторону от момента Т. Суммарная нагрузка каждого болта Q_i равна геометрической сумме соответствующих сил Q_0i и Q_Ti для первого болта Q₁). За расчетную принимают наибольшую из суммарных нагрузок, что зависит как от модуля, так и от направления суммируемых сил. В рассматриваемой схеме крепления кронштейна наиболее нагруженные болты 1-й и 3-й (реакции Q₀₁ и Q_Ti, Q₀₃ и Q_T3 близки между собой по направлению) или 2-й (направления Q₀₂ и Q_T2 совпадают). Крепление кронштейна может осуществляться болтами, установленными с зазором или без зазора. В первом случае внешние нагрузки воспринимаются силами трения в стыке, а во втором непосредственно сопряжениями болтов с отверстиями кронштейна.

14. Клеммовые соединения, назначение, конструкции, основы расчета.

Клеммовое соединение (от нем. Klemme — зажим) — соединение валов и осей со ступицей, имеющей один или 2 продольных разреза, которая стягивается одним или несколькими винтами или болтами с гайками.

Соединения применяются для передачи крутящего момента или осевой силы на вал или на ось со стороны ступицы или наоборот.

Соединение обеспечивается силами трения, действующими между поверхностями вала и отверстия детали.

Достоинства

• относительная простота конструкции, простота сборки или монтажа, возможность передачи большого крутящего момента или осевой силы.

• В отличие от шпоночного и зубчатого соединений, может служить также для крепления частей механизма под произвольным углом, а не только соосно, а также крепить деталь к валу в произвольном месте его длины.

Недостатки

• затруднена точная установка ступицы относительно вала.

• предельная осевая сила и крутящий момент ограничены силами трения сцепления.

• Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на валах и осях, цилиндрических колоннах, кронштейнах и т. д. По конструктивным признакам различают два основных типа клеммовых соединений: а) со ступицей, имеющей прорезь  б) с разъемной ступицей. Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом становится возможным устанавливать клемму в любой части вала независимо от формы соседних участков и других, расположенных на валу деталей. При соединении деталей с помощью клемм используют силы трения, которые возникают от затяжки болтов. Эти силы трения позволяют нагружать соединение как моментом (T=Fl), так и осевой силой Fa. Ранее отмечалось, что передача нагрузки только силами трения недостаточно надежна. Поэтому не рекомендуют применять клеммовые соединения для передачи больших нагрузок. Достоинства клеммового соединения: простота монтажа и демонтажа, самопредохранение от перегрузки, а также возможность перестановки и регулировки взаимного расположения деталей, как в осевом, так и в окружном направлениях (регулировка положения рычагов и тяг в механизмах управления и т. п.).

P=2Fзат/db; Fa<=Fтр; Fтр=Пdbpf; Fa<=Пdbpf/S; S=1,2…1,5; Fa<=2ПFзатf/2. Fзат=FaS/2Пf; σэкв=1,3Fзат/Пd²₁/4<=[σ]; d₁=>корень квадратный из 5,2FaS/2Пf[σ].

15. Выбор конструкции соединения «вал-ступица». Расчет призматической шпонки и шлицов.

Конструкцию червячного колеса выполняем, насаживая брозовый венец на чугунный центр с натягом. Для сопряжения зубчатого колеса с валом выбрана переходная посадка. Критерием при расчёте является статическая прочность на смятие и срез. Расчёт производится по напряжениям смятия и среза.

где  - нормальное напряжение смятия, МПа;  - сила, действующая на шпонку, Н;  - площадь смятия, мм²,  - допускаемое напряжение смятия.

где  - касательное напряжение среза, МПа;  - площадь среза, мм²;  - допускаемое напряжение среза, МПа. Допускаемое напряжение среза [1]:

Допускаемые напряжения при переходных посадках  [σ_см] = 80...150 МПа

Рис. 3 Схема шпоночного соединения

где  - рабочая длина шпонки, мм;  - полная длина шпонки, мм;  - высота шпонки, мм.

Сила, действующая на шпонку

 

Шпонки служат для передачи крутящего момента от вала к ступице детали (зубчатого колеса, шкива и т. п.) или, наоборот, от ступицы к валу. В отдельных случаях кроме передачи крутящего момента шпонки фиксируют насаженные на вал ступицы в осевом направлении. Поперечные размеры призматических шпонок стандартизованы для различных диаметров валов. В поперечном сечении призматические шпонки имеют форму прямоугольника с отношением высоты к ширине h/b = 1:1…1:2. В зависимости от диаметра вала ширина шпонки (в номинальном значении равная ширине пазов вала и ступицы) b  (0,2…0,3)d, где d - диаметр вала, причём, чем больше диаметр вала, тем меньше отношение b/d. Глубина шпоночного паза на валу обычно составляет t₁=0,6h, а глубина паза ступицы  t₂=0,5h, таким образом, радиальный зазор между дном паза ступицы и верхней гранью шпонки с=0,1h. Шпонка в паз вала устанавливается в большинстве случаев по более плотной посадке по сравнению с пазом ступицы. Соединение цилиндрической шпонкой. Цилиндрические шпонки по условиям изготовления и сборки соединения применяют на концевых участках валов (рис. 14.4). Шпонку в этом случае устанавливают с некоторым натягом. Гнездо под установку цилиндрической шпонки засверливают и развёртывают в соединяемых деталях совместно. Такая технология изготовления соединения требует, чтобы материалы вала и ступицы не сильно отличались по показателям прочности и твёрдости, с одной стороны, а с другой неудобна к применению в массовом производстве, поскольку не обеспечивает условий взаимозаменяемости. По этой причине в массовом производстве цилиндрические шпонки почти не применяются. Цилиндрическая шпонка, выдерживающая в процессе работы соединения напряжения смятия, имеет, как правило, достаточную прочность и на срез. Поэтому подбор диаметра шпонки производят по напряжениям смятия ; (14.5) где T – передаваемый крутящий момент; а геометрические параметры соединения, входящие в формулу представлены на рис. 14.4. Шлицевые соединения. Шлицевое (зубчатое, пазовое) соединение – подвижное или неподвижное соединение двух соосных деталей, имеющих равномерно расположенные пазы и выступы (выступы одной детали входят в пазы другой). Рис. 14.7. Шлицевое соединение: а) прямобочными шлицами; б) эвольвентными шлицами; в) треугольными шлицами; 1 – вал, 2 – ступица. Шлицевое соединение (рис. 14.7) конструктивно включает всего две детали: вал, несущий на своей цилиндрической поверхности продольные выступы определённой формы – шлицы, и ступицу, в отверстии которой выполнены продольные пазы, соответствующие по конфигурации шлицам вала. Преимущества шлицевого соединения:

1. высокая нагрузочная способность;

2. меньшая концентрация напряжений в материале вала и ступицы;

3. лучшее центрирование соединяемых деталей и более точное на­правление при осевых перемещениях;

4. высокая надёжность при динамических и реверсивных нагрузках;

5. минимальное число деталей, участвующих в соединении.

Недостатком шлицевого соединения является относительно высокая стоимость и трудоёмкость изготовления. Типы и центрирование зубчатых соединений: прямобочные  а) по боковым поверхностям b; б) по наружному диаметру D; в) по внутреннему диаметру d; эвольвентные – г) по боковым поверхностям; д) по наружному диаметру; треугольные  е) центрируются только по боковым поверхностям. Центрирование вала и ступицы в шлицевых соединениях может выполняться тремя способами:

1. по боковым поверхностям шлицов;

2. по внешнему (наружному) диаметру (диаметру вершин шлицов);

3. по внутреннему диаметру (по дну впадин между шлицами).

Расчёт шлицевых соединений. Основными критериями работоспособности шлицевых соединений является сопротивление боковых поверхностей зубьев изнашиванию и смятию. Неподвижные шлицевые соединения рассчитывают только на смятие (при отсутствии осевых и опрокидывающих нагрузок). Расчёт на смятие производится по формуле: ; (14.7) где _см и []_см – действующие и допускаемые напряжения для детали, изготовленной из наиболее слабого материала; T момент, передаваемый соединением; d_ср – средний диаметр соединения; z – число зубьев в соединении; h и l – высота и длина контактной поверхности зубьев;  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения давления по длине контактной поверхности зуба (0,7    0,8). высота контактной поверхности зуба h и средний диаметр соединения d_ср для разных типов соединений составляют: для соединений с прямобочными шлицами , ; где f – величина фаски зуба;

16. Конструкция цилиндрических соединений с натягом и расчет усилия запрессовки.

Из соединений деталей, выполняемых с натягом, наиболее распространены цилиндрические т. е. такие, в которых одна деталь охватывает другую по цилиндрической поверхности. Примеры: соединение бандажа с центром колеса и центра колеса с осью железнодорожного вагона, соединение зубчатого червячного венца или зубчатого колеса с его центром и т. п.

Необходимый натяг осуществляется изготовлением соединяемых деталей с требуемой разностью их посадочных размеров. Взаимная неподвижность соединяемых деталей обеспечивается силами трения, возникающими на поверхности контакта деталей.

Достоинства цилиндрических соединений с натягом:

• простота конструкции,

• хорошее центрирование соединяемых деталей,

• возможность восприятия больших нагрузок и хорошее восприятие динамических нагрузок.

Хотя соединения деталей с натягом обычно относят к неразъемным, однако цилиндрические соединения допускают разборку (распрессовку) и сборку (запрессовку) деталей. Недостатки цилиндрических соединений с натягом:

• сложность сборки и разборки соединений,

• возможность уменьшения натяга соединяемых деталей и повреждения их посадочных поверхностей при сборке (запрессовке),

• требование пониженной шероховатости посадочных поверхностей и повышенной точности изготовления.

• Надежность соединения с натягом в основном зависит от размера натяга, который принимается в соответствии с выбранной посадкой, установленной стандартной системой допусков и посадок.

• 

• Рис. 1

• По способу сборки различают цилиндрические соединения с натягом, собираемые запрессовкой и с нагревом охватывающей или охлаждением охватываемой детали. Надежность соединения, собираемого с нагревом или охлаждением, примерно в 1,5 раза выше, чем у соединения, собираемого запрессовкой, так как при запрессовке неровности контактных поверхностей деталей частично срезаются и сглаживаются, что ослабляет прочность соединения. Значение натяга и соответственно вид посадки соединения с натягом определяются в зависимости от требуемого давления на посадочной поверхности соединяемых деталей. Давление р должно быть таким, чтобы силы трения, возникающие на посадочной поверхности соединения, полностью противодействовали внешним силам, действующим на детали соединения.(Fзап>Fтр)

• 

• Рис. 2

• Взаимная неподвижность деталей цилиндрического соединения обеспечивается соблюдением следующим условий: при нагружении соединения осевой силой F (рис. 1) должно быть

• 

• откуда требуемое давление на поверхности контакта

• 

• при нагружении соединения крутящим моментом Т (рис. 2) необходимо, чтобы

• 

• откуда

• 

• при нагружении соединения одновременно осевой силой F и крутящим моментом Т (рис. 3) должно быть

• 

• откуда

• 

• Где: f - коэффициент трения; d и l - диаметр и длина посадочной поверхности.

• 

• Рис. 3