3.3. Муфты для соединения валов

Муфты - это устройства для соединения валов и передачи вращающего момента, как правило, без изменения угловой скорости. Кинематическая и си­ловая связь между отдельными механизмами осуществляется муфтами.

Классификация муфт по признаку управляемости: неуправляемые или постоянные соединительные муфты, управляемые или сцепные муфты, само­управляемые или автоматические муфты, комбинированные муфты.

Для соеди­нения узлов при­вода в единую кинематическую цепь часто используют упру­гие постоянные соединительные муфты (рис. 51).

Рис. 51. Муфты упругие:

а - втулочно-пальцевая (1 - втулка, 2 - палец); б - с торообразной оболочкой (1 и2-полумуфты, 3 - упругая оболочка, 4 - прижимы)

Такие муфты надежны, просты и удобны в эксплуатации. МУВП - муфты упругие втулочно-пальцевые (рис. 51, а) применяют для диаметров валов от 10 до 160 мм и передачи моментов до 16000 Н∙м. Муф­ты с торообразной упругой оболочкой (рис. 51, б) используют для валов диа­метром от 14 до 75 мм и передачи вращающих моментов до 1250 Н∙м. Упругие муфты компенсируют небольшие монтажные неточности валов.

Подбор муфты производят из таблиц стандартов по расчётному мо­менту Т_р при выполнении условия Т_р= К₁ ∙ К₂ ∙Т_ном ≤ Т_та6л,

где K₁ = 1,0..1,8 — коэффициент безопасности;

К₂ - коэффициент режима работы; К₂ = 1,0 - при равномерной нагрузке, К₂ = 1,3... 1,5 - при ударной нагрузке;

Т_ном - номинальный вращающий момент на валу, для которого подбира­ют муфту, Н∙м; Т_табл — вращающий момент, указанный в каталоге, Н∙м.

Обязательно при подборе муфты следует учитывать диаметры валов, со­единяемых этой муфтой.

4. Соединения деталей машин и аппаратов

В механизмах и машинах отдельные детали для выполнения своих функ­ций должны быть соединены между собой, образуя различные соединения.

Классификация соединений: разъёмные (разбираемые) и неразъёмные (не разбираемые без разрушения деталей) соединения; подвижные (посадками с зазором) и неподвижные соединения (посадками с натягом). Подвижные со­единения допускают взаимное движение одной детали относительно другой, а неподвижные не допускают взаимного перемещения сопрягаемых деталей.

При изучении этого раздела к главным темам следует отнести соедине­ния посадками, резьбовые, шпоночные и сварные соединения, а к дополни­тельным - заклёпочные и шлицевые соединения.

4.1. Соединения разъёмные, резьбовые, шпоночные и шлицевые

РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ. Классификация резьб по назначению:

• крепёжные резьбы (метрическая и дюймовая), основное назначение - обеспечение прочности соединения и сохранение плотности (нераскрытия) стыка в процессе длительной эксплуатации;

• кинематические резьбы (трапецеидальная, прямоугольная и упорная) - для преобразования вращательного движения в прямолинейное в прессах и дом­кратах при высокой нагрузочной способности;

• трубные и арматурные резьбы (трубные - цилиндрическая и коническая, а также метрическая коническая резьба) - для обеспечения герметичности со­единений труб и арматуры.

Различают также резьбы правые и левые, резьбы однозаходные и многозаходные, резьбы с крупным и с мелким шагом.

Геометрические параметры резьбы: d и D — наружный диаметр резьбы винта и гайки соответственно; d₁ и D₁ - внутренний диаметр резьбы; d₂ и D₂ -средний диаметр резьбы; Р - шаг резьбы; P_h = n∙Р - ход резьбы, где n - число входов; α - угол профиля резьбы; β - угол подъёма витков резьбы. Высота стандартных гаек (при равнопрочности резьбы винта и гайки) Н ≈ 0,8d.

Материалы резьбовых деталей — винтов, болтов, гаек, шпилек: стали ма­рок СтЗ, Ст5, 35, 45, 40Х, 40ХН, З0ХНМА, титановые сплавы.

Расчёт болта на прочность. Рассмотрим два случая постановки болта в отверстие при нагружении соединения силами, сдвигающими детали в стыке.

1. Болт установлен в отверстие с зазором (рис. 52, а). В этом случае боковой зазор должен сохраняться при нагружении для предотвращения по­вреждения резьбы. Чтобы сохранить зазор, необходимо в плоскости стыка обеспечить условие F_тр > F_max. Сила трения F_тр = F_n∙f, т.е. это сила нормального давления F_n одной детали на другую, умноженная на коэффициент трения f между деталями в плоскости стыка. Таким образом, критерий работоспособно­сти соединения — отсутствие смещения деталей. Нормальное давление F_n обеспечивают за счёт существенной монтажной (до приложения рабочей нагрузки) затяжки гайки.

Рис. 52. Соединение болтами, установленными с зазором (а) и без зазора(б)

Под действием затяжки гайки стержень болта рабо­тает на растяжение, и расчёт его ведут по эквива­лентным напряжениям σ_эк.

Условие прочности

Усилие затяжки гайки для предотвращения сдвига деталей от приложен­ной силы , а диаметр резьбы ,

где d₁ — внутренний диаметр резьбы болта;

К_сд = 1,2...2,0 — коэффициент запаса по сдвигу;

f — коэффициент трения деталей в стыке;

[σ_р] - допускаемое напряжение на растяжение материала болта.

2. Болт установлен в отверстие без бокового зазора (рис. 52, б). При возрастании нагрузки F_max может произойти срез стержня болта в плоскости стыка деталей I-I. Условие прочности

а диаметр стержня болта

где [τ_ср] = (0,2.. .0,3)σ_т - допускаемое напряжение на срез материала болта;

σ_т - предел текучести материала, МПа.

Возможно также смятие на боковых поверхностях болта (см. рис. 52, б), которое предотвращается соблюдением условия σ_см < [σ_см].

Заметьте! Диаметр болта с предварительной затяжкой (так назы­ваемого «чёрного» болта) должен быть в 2...3 раза больше и масса такого соединения в 4...5 раз выше, чем при постановке болта в отверстие без зазора (т.е. «чистого» болта), для восприятия такой же нагрузки. Часто требуется закрепить растягиваемый стержень в резьбовом отвер­стии или в твёрдом материале. В этом случае концентрация напряжений возни­кает только в определённом месте. Если, например, стержень рым-болта ввин­чивается в корпус, то почти вся нагрузка приходится на последние две или три нитки резьбы, и любое увеличение длины нарезки почти ничего не даёт. Такое распределение напряжений возникает, если оба элемента соединения имеют близкие модули Юнга. Обычно это происходит при соединении металла с ме­таллом (так, напряжения концентрируются вблизи опорного торца гайки - рис. 53, а) или в тех случаях, когда материал стержня болта менее жёсткий, чем ма­териал основы, в которой он закреплён. Если же, наоборот, мате­риал стержня существенно более жёсткий, чем материал основы, то ситуация с распределением напряжений вдоль стержня, за­деланного в такой материал, противоположна предыдущей, и концентрация напряжений про­исходит главным образом вблизи конца стержня (рис. 53, б).

Таким образом, уяснив рассмотренные простые случаи, можно приступить к изучению более сложных случаев выпол­нения резьбовых соединений с возможным раскрытием стыка, групповых болтовых соедине­ний и т.д. При этом главное внимание следует уделять кри­териям работоспособности и условиям прочности деталей в соединении.

­

Рис. 53. Распределение нагрузки:

а ─ в резьбовой части крюка; б ─ в стержне, заделанном в бетон