0057 / Dmitrieva_Detali_mashin_i_osnovy_konstruirovania_Kratkiy_kurs_Primery_raschetov
.pdf
СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ-СТУПИЦА |
231 |
|
|
Расчет шлицевых соединений
Основным расчетом шлицевых соединений является расчет на смятие. Размеры шлицев выбирают по диаметру вала, ориентируясь на ГОСТ.
|
2TkPH |
103 |
(15.16) |
|
σсм = |
|
|
≤ [σ]см , |
|
|
|
|||
dсрzhl
где Т – передаваемый вращающий момент, Н м; kPH – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев из-за ошибок изготовления по шагу (принимают kPH = 1,1...1,5); dср – средний диаметр, мм; z – число зубьев; h – рабочая высота зубьев, мм; l – рабочая длина зубьев, мм; [σ]см – допускаемые напряжения смятия.
Для прямобочного профиля
D − d D + d h = − 2 f ; dср = ,
2 2
где D – наружный диаметр зубьев вала, мм; d – внутренний диаметр ступицы, мм; f – размер фаски, мм.
Для эвольвентного профиля:
h = 0,8m; dср = D −1,1m ,
где m – модуль зубчатых венцов.
Допускаемые напряжения смятия [σ]см устанавливают с учетом опыта эксплуатации и экспериментов, этим компенсируют приближенность расчета шлицевых соединений (см. табл. В2 Приложения В).
Шпоночные соединения
Шпонка – деталь шпоночного соединения, закладываемая одновременно в паз вала и паз ступицы надетой на него детали. Шпоночное соединение имеет простую конструкцию, но его выполнение связано с ослаблением сечения вала, большой концентрацией напряжений вследствие резких переходов формы шпоночных пазов. По несущей способности это соединение значительно уступает шлицевому.
232 |
Глава 15. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН |
|
|
Шпоночное соединение может быть напряженным при использовании клиновых и тангенциальных шпонок и ненапряженным при использовании призматических и сегментных шпонок. Соединения призматическими шпонками наиболее широко применяют в машиностроении.
Расчет призматических шпонок на смятие
Призматическая шпонка воспринимает окружную нагрузку боковыми поверхностями. Условно считают давление распределенным равномерно по боковым граням (см. табл. Б14 Приложения Б и подглаву 12.2).
|
2T |
|
(15.17) |
σсм = |
≤ [σ]см |
, |
dlpt2
где T – передаваемый вращающий момент, H м; d – диаметр посадочной поверхности, мм; lp – рабочая длина шпонки, мм; t2 – глубина врезания шпонки в ступицу, мм, t2 = 0,4h; h – высота шпонки, мм.
При среднем режиме работы редуктора допускаемые напряжения смятия [σ]см принимают: для шпонок из стали 45 при стальной ступице колеса [σ]см = 110…180 МПа; при чугунной ступице [σ]см = 80…110 МПа.
Соединение деталей с натягом
Соединение деталей машин с натягом осуществляется за счет сил упругости от предварительной деформации деталей. С помощью натяга – разности посадочных размеров сопрягаемых деталей – можно соединять детали как с цилиндрическими, так и с коническими поверхностями контакта. Примерами соединений с натягом являются соединения венцов зубчатых и червячных колес со ступицами, ступиц колес с валами.
Основное применение имеют цилиндрические соединения с натягом, называемые прессовыми. Эти соединения просты в изготовлении, обеспечивают хорошее центрирование сопрягаемых деталей, могут воспринимать значительные статические и динамические нагрузки.
СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ-СТУПИЦА |
233 |
|
|
Взаимное смещение деталей в прессовых соединениях предотвращается за счет сил трения на поверхностях контакта, поэтому нагрузочная способность соединений определяется преимущественно натягом, который назначают в соответствии с посадками, установленными ГОСТ 25347–82. При проектировании соединений должны быть удовлетворены требования неподвижности соединений и условия прочности деталей.
Соединение осуществляется одним из способов:
1)с нагревом охватывающей детали;
2)с охлаждением охватываемой детали;
3)запрессовкой;
4)с применением гидрораспора (подводом масла под давлением в место сопряжения).
Худшим считается запрессовка, так как при запрессовке срезаются гребешки неровностей, в результате чего надежность соединения снижается.
Подбор посадки ступицы зубчатого колеса на вал
Расчетом требуется найти натяг с подбором соответствующей посадки и в зависимости от этого определить осевое усилие при запрессовке или температуру нагрева (охлаждения) деталей. При соединении детали претерпевают диаметральную деформацию на величину натяга N, мм:
N = dв – dA , |
(15.18) |
где dв и dA – диаметры охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей соответственно.
На рабочих поверхностях возникает давление, определяемое по формуле Ляме:
p = |
|
|
|
N |
|
|
|
, МПа, |
(15.19) |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
Cв |
|
C |
|
|
|||
|
d |
|
+ |
А |
|
|
|||
|
|
Ев |
Е |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
А |
|
||||
где d – посадочный диаметр, мм; Eв и EА – модули упругости охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей; Св и СА – коэффициенты, учитывающие поперечную деформацию:
235
Глава 16
МЕХАНИЧЕСКИЕ МУФТЫ ПРИВОДОВ
Муфтами приводов называют устройства, основное назначение которых – соединение валов и передача вращающего момента. С помощью механических муфт приводов осуществляется кинематическая и силовая связь между валами или валом и свободно установленными на нем деталями (зубчатыми колесами, цепными звездочками, шкивами и т.д.).
16.1. НАЗНАЧЕНИЕ И ТИПЫ МЕХАНИЧЕСКИХ МУФТ
В зависимости от конструктивно-эксплуатационных особенностей машины муфты могут выполнять ряд дополнительных функций: обеспечивать возможность соединения валов при их несоосности, снижать динамические нагрузки, устранять резонансные явления и гасить крутильные колебания в приводе; включать и выключать привод, а также защищать его детали от поломок при перегрузках.
Для муфт, широко применяемых в машиностроении, разработаны стандарты и нормали [9]. Подбор стандартных, расчет и конструирование оригинальных муфт является составной частью курсового проектирования деталей машин.
Стандартные и нормализованные муфты подбираются по расчетному крутящему моменту
βT = β 9550 |
P |
≤ [T ] , |
(16.1) |
|
|||
|
n |
|
|
где β – коэффициент запаса (табл. 16.1); Р – передаваемая мощность, кВт; n – частота вращения вала муфты, мин–1; [Т] – допускаемый крутящий момент, Н м.
В табл. 16.1 приведены коэффициенты запаса для муфт приводов наиболее распространенных типов машин при курсовом проектировании.
При подборе муфт также учитываются диаметры соединяемых валов и предельная частота вращения.
236Глава 16. МЕХАНИЧЕСКИЕ МУФТЫ ПРИВОДОВ
16.1.Коэффициент запаса β для муфт приводов
Тип машины |
Электрический двигатель |
|
|
Ленточные транспортеры |
1,25…1,50 |
Цепные транспортеры |
1,5…2,0 |
Грузоподъемные машины |
3…5 |
Автомобили легковые |
1,30…1,75 |
|
|
Автомобили грузовые |
1,60…2,25 |
|
|
При выборе типа муфты учитываются:
−условия работы привода;
−конструктивные особенности;
−технологические особенности;
−компенсирующие и амортизирующие свойства;
−экономические соображения.
Типы механических муфт
В приводах, являющихся объектами курсового проектирования деталей машин, для соединения валов электродвигателя и редуктора обычно применяются упругокомпенсирующие муфты, которые иногда комбинируют с центробежными. Тихоходные валы соединяются жесткими компенсирующими или комбинированными муфтами. Предохранительные муфты встраиваются в элементы передач (зубчатые колеса, цепные звездочки, барабаны) или являются составной частью комбинированных муфт.
К муфтам постоянного соединения валов относятся:
–муфты глухие;
–жесткие компенсирующие муфты: зубчатые, кулачководисковые, цепные;
–упругие компенсирующие и демпфирующие муфты: упругие втулочно-пальцевые (МУВП), с резиновой звездочкой, с резинокордовой торообразной оболочкой.
К предохранительным муфтам относятся:
−фрикционные: дисковые, конусные;
−кулачковые;
−шариковые;
−с разрушающимся элементом.
ДИСКОВЫЕ ФРИКЦИОННЫЕ МУФТЫ |
237 |
|
|
Центробежные муфты применяются в качестве сцепных самоуправляемых в приводах машин со значительными ведомыми маховыми массами. Это позволяет использовать электродвигатель с пониженным пусковым моментом и осуществить плавный разгон машины при меньших динамических нагрузках. Центробежные муфты бывают фрикционными колодочными и с зарядом дроби.
16.2. ДИСКОВЫЕ ФРИКЦИОННЫЕ МУФТЫ
Среди фрикционных муфт дисковые получили наибольшее распространение. Преимущество: возможность варьирования диаметральными размерами и числом пар трения позволяет получить минимальные габариты и упрощает задачу создания встроенных конструкций.
Передача крутящего момента фрикционными муфтами осуществляется за счет сил трения, действующих на поверхностях контакта фрикционных пар. В зависимости от условий эксплуатации фрикционные муфты разделяют на муфты без смазывания трущихся поверхностей (сухие) и муфты со смазыванием трущихся поверхностей (масляные). Смазка поверхностей трения уменьшает коэффициент трения, однако это компенсируется повышением давления и возможностью увеличения числа фрикционных пар. Тепловой режим и коэффициент трения в муфтах, работающих в масле, более стабильны, а изнашивание менее интенсивно.
Расчетный крутящий момент для дисковых муфт
βT = |
π |
[ р] fz(D3 − d 3), Н мм, |
(16.2) |
|
|||
12 |
|
|
|
где [р] – расчетное допускаемое давление , МПа; f – коэффициент трения; z – число пар поверхностей трения; D, d – наружный и внутренний диаметры поверхностей трения соответственно, мм.
Вследствие потерь на трение в шлицевых направляющих дисков осевая сила замыкания по мере удаления от нажимного диска снижается, что приводит к неравномерному износу фрикционных пар. Поэтому число пар поверхностей трения ограничивают: z ≤ 8 – для муфт сухого трения и z ≤ 16 – для муфт, работающих в масле.
ДИСКОВЫЕ ФРИКЦИОННЫЕ МУФТЫ |
239 |
|
|
Расчет пружин для дисковых фрикционных муфт
Для создания осевой силы замыкания в муфтах используют витые цилиндрические пружины, при больших нагрузках – тарельчатые пружины сжатия.
При расчете витых цилиндрических пружин устанавливают расчетную силу на пружину
F = |
Fx |
, |
(16.6) |
|
p
nпр
где nпр = 1; 4; 6; 8 – число пружин.
Задаются индексом пружины С = 4...12 (большие значения при центральной компоновке, одна пружина; меньшие при переферийной, несколько пружин).
Определяют коэффициент, зависящий от кривизны витков:
К = |
4С + 2 |
. |
(16.7) |
|
|
||||
|
|
4С − 3 |
|
|
Диаметр проволоки |
|
|
|
|
d = |
8FpКС |
(16.7) |
||
|
|
, мм, |
||
π[τ]к
где [τ]к – допускаемое напряжение кручения для сталей 60С2 и 60С2А, [τ]к = 750 МПа. Полученный диаметр округляют по ряду R40.
Определяют средний диаметр пружины D0 = Cd и осадку одного витка под нормальной нагрузкой
|
|
= |
8F D3 |
|
||
f |
2 |
|
x 0 |
, мм, |
(16.8) |
|
|
|
|||||
|
|
Gd |
4n |
|
||
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
пр |
|
|
где размеры пружины D0 и d в мм; G – модуль упругости стали при кручении, G = 8 104 МПа.
При определении числа витков пружины у фрикционных муфт учитывается уменьшение ее осадки вследствие износа пар трения в процессе эксплуатации. Это уменьшение осадки за время между двумя регулировками принимают fΣ = (0,25...0,50)z, мм.
При этом сила пружины снижается, ее минимальное значение
Fpmin = (0,85...0,95)Fp .
