книги из ГПНТБ / Заплетохин, В. А. Соединения деталей приборов [пособие]

На основании зависимостей (11.68) и (11.69)

= blf ~2~ [®]см Н- ~zr bl.fD [з]см-

Не этого уравнения требуемая рабочая длина клиновой фрикционной (тонки

При рассмотрении условия равнопрочности вала и шпонки необ­ ходимо учитывать ослабление вала шпоночным пазом и концентра­ цию напряжений в местах закруглений пазов. Значения коэффици­ ента концентрации напряжений при кручении ат выбирают по пре­ делу прочности апч материала вала (рис. 89).

определить размеры последней. Вал изготавливается из стали 5, для

110

По пределу прочности найдем значение коэффициента концентра­ ции напряжений щ = 1,4 (см. рис. 89) и согласно (11.71) определим допустимый крутящий момент для вала

Выберем шпонку исполнения А, полная длина которой с учетом

§ 4. ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Шлицевые соединения образуются выступами вала и соответст­ вующими впадинами в ступице насаженной на него детали. Они пред­ ставляют собой многошпоночные соединения, в которых шпонки из­ готовлены заодно с валом.

Шлицевые соединения по посадке различаются на подвижные и неподвижные. В подвижных соединениях насаженная на вал деталь может перемещаться вдоль его оси.

По сравнению со шпоночными шлицевые соединения обеспечива­ ют лучшее центрирование соединяемых деталей и более легкое осевое перемещение детали относительно вала. Эти соединения обладают большей прочностью, так как напряжения смятия на боковых поверх­ ностях шлицев (выступов) значительно снижены. Ручная пригонка шлицевых соединений при сборке не требуется, поэтому детали вза­ имозаменяемы и обеспечивают высокую точность соединения.

По форме профиля шлицев соединения разделяются на прямобочные, эвольвентные и треугольные.

111

Прямобочные шлицевые соединения (рис. 91, в, б, в) стандарти­

зованы, их основные размеры для наружных диаметров от 14 до 125 мм выбираются по ГОСТ 1139—58. Прямобочные соединения вы­

зованы, их основные геометрические соотношения регламентированы ГОСТ 6033—51. Эвольвентные соединения применяют для наружных диаметров валов от 12 до 400 мм и выполняются с числом шлицев от 11 до 50. Геометрия эвольвентных шлицев характеризуется стандарт­ ными модулями от 1 до 1 0 мм.

Эвольвентные шлицевые соединения отличаются повышенной на­

112

грузочной способностью благодаря утолщению шлица к основанию, уменьшенной концентрацией напряжений из-за отсутствия резких переходов в очертании профиля. По сравнению с прямобочнымп эвольвентные соединения обеспечивают более точное центрирование; их профиль способствует самоустановке насаженной детали под нагрузкой.

Центрируются эвольвентные шлицевые соединения в основном по боковым поверхностям, при этом создается хорошее прилегание поверхностей и нагрузка распределяется равномерно. Центрирование по'наружному диаметру используют редко, так как опорные поверх­ ности по вершинам шлицев имеют малые размеры.

Треугольные шлицевые соединения (рис. 91,5) применяют огра­

ниченно, в основном для неподвижных соединений при передаче не­ больших крутящих моментов. Треугольные соединения не стандарти­ зованы, размеры их профилей регламентированы нормалями для наружных диаметров от 5 до 75 мм. Треугольные соединения выпол­ няют с числом шлицев от 15 до 70, угол впадин а имеет значения 60,

72 и 90°. Центрирование треугольных шлицевых соединений произ­ водят только по боковым поверхностям.

Точность шлицевых соединений определяется принятыми допуска­ ми на размеры, по которым центрируются детали. Чем выше требова­ ния к точности, тем меньше зазоры между сопрягаемыми поверхно­ стями. По нецентруемым размерам предусматривается значительно больший зазор. Посадки по наружному и внутреннему диаметрам устанавливают из числа посадок в системе отверстий. Допуски и по­ садки стандартных шлицевых соединений приведены в ГОСТе.

Р а с ч е т ш л и ц е в ы х с о е д и н е н и й на п р о ч н о с т ь . Условия работы шлицевых соединений соответствуют условиям рабо­ ты ненапряженных шпоночных соединений. Шлицы подвергаются изгибу, срезу у основания, а их боковые поверхности — смятию.

Решающее значение для шлицевых соединений имеет расчет рабо­ чих поверхностей шлицев на смятие. Поскольку размеры поперечно­ го сечения шлицев выбирают по стандартам в зависимости от диа­ метра вала, то расчет на смятие сводится к определению необходимой рабочей длины шлицев.

В расчетах на прочность шлицевых соединений условно принима­ ется, что крутящий момент передается по среднему диаметру. Тогда уравнение прочности на смятие рабочей поверхности шлица любого профиля будет

Мкр

°см /-Ср г Щ < [3]см- (11.73)

Для прямобочных соединений радиус средней окружности

D + d

гср = 4 >

для эвольвентных и треугольных

D„

' ср '

где Da — диаметр делительной окружности; г|э — коэффициент, учи­

тывающий неравномерность распределения нагрузки (принимается в пределах 0 ,7-^0,8 ); z — число шлицев; h — проекция рабочей высо­

ты профиля шлица на диаметральную плоскость. Для прямобочного профиля (см. рис. 91, в)

D - d

h = ------7)----- — (а + г),

для эвольвентного (см. рис. 91, г)

h — 0,8 т ( т — модуль),

для треугольного (см. рис. 91,5)

Уравнение (11.73) решим относительно рабочей длины шлицев

Допускаемые напряжения на смятие шлицевых соединений [о] см выбирают в зависимости от характера соединения (подвижные илп неподвижные), от условий эксплуатации (удары, вибрации, смазка и т. п.), от термической обработки рабочих поверхностей шлицев по рекомендациям, указанным в справочной литературе.

«т

При рассмотрении прочности вала со шлицами необходимо учи­ тывать концентрацию напряжений. Величина ее зависит от профиля шлицев и от механических свойств материала вала.

114

\

Уравнение прочности вала со шлицами на кручение с учетом концентрации напряжений можно представить в следующем впде:^

Значения коэффициента концентрации напряжений а- выбирают­

ся по графику (рис. 92) в зависимости от профиля шлицев и предела прочности Опч материала вала.

Момент сопротивления вала со шлицами при кручении

r.d* — bz (D — d) (D -j- d)-

W'нетто — 167) '

где b — ширина шлица.

§ 5. БАЙОНЕТНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Байонетными1 или штыковыми называются соединения, сборка

и разборка которых осуществляется небольшим относительным сме­ щением соединяемых деталей. Байонетные соединения не требуют

специального инструмента и применяются для крепления часто сни­ маемых деталей и узлов (крышек, кабельных наконечников, элек­ трических ламп, арматуры трубопроводов п т. п.).

В общем случае байонетные соединения образуются введением штифта одной детали в прорезь другой (рис. 93, а). При соединении

1 Название «байонет» происходит от французского города Байонна, где впервые был применен ружейный штык, который соединялся со стволом путем поворота.

115

тонкостенных деталей приклепанный штифт иногда заменяют ото­ гнутой лапкой (рис. 93, б ). Штифтов и соответствующих им пазов бывает от 1 до 3.

На рис. 93 показано несколько конструктивных способов для предохранения байонетных соединений от саморазъединения при вибрациях, тряске и ударах.

Прочность соединения может быть обеспечена за счет сил трения, возникающих на поверхностях соединяемых деталей (рис. 93,я). В данном соединении охватывающую цилиндрическую деталь изго­ тавливают из упругого материала. Дополнительная прорезь Б позво­

ляет надевать эту деталь на охватываемую с небольшим упругим натягом, который создает силы трения на соприкасаемых поверх­ ностях. Предохранение от саморазъединения данной конструкции обеспечивается не только упором штифта в фигурную прорезь, но п силами трения.

Другим способом предохранения байонетных соединений от само­ разъединения является применение затяжки с помощью клина (рис. 93, б). Заклинивание происходит при скольжении выступа (или штифта) по наклонной прорези. Необходима такая длина прорези, чтобы выступ до заклинивания не имел упора в конец прорези. Для надежного обеспечения самоторможения необходимо, чтобы угол на­ клона прорези

а < Р ,

где р — угол трения. Чем меньше угол а, тем надежнее соединение, но тем больше должен быть угол относительного поворота соединяе­ мых деталей, поэтому применяют а = 3-ь5°.

Более надежное соединение обеспечивают конструкции с приме нением пружинных защелок (рис. 93, е). Они широко распростране­ ны, например, в сигнальных фонарях с патроном типа «сван». Про­ резь в патроне выполняют с гарантированным заходом для штифта. Фиксация установленной электролампы обеспечивается усилием поджатия цилиндрической пружины. Усилие, развиваемое пружпной, должно быть

Q > k(j,

где G — вес подвижной детали; к — коэффициент, характеризующий

возможное увеличение веса.

Пружина значительно увеличивает габариты конструкции — это является недостатком данного типа соединений.

Прочное байонетное соединение образуется с помощью мелкой резьбы. Фиксация деталей осуществляется за счет натяга резьбы. Резьбу в этом случае выполняют на деталях по секторам под углом 120° (рис. 93,г). Деталь, имеющую секторы с наружной резьбой, проводят сквозь вырезы в детали с внутренней резьбой и затем пово­ рачивают на угол 40-5-60°. При повороте одновременно вводятся в работу все витки резьбы, образуя прочнее соединение.

Байонетные соединения могут быть осуществлены не только по цилиндрическим поверхностям, но и по плоскости (рис. 93,6). Про­

116

стым предохранительным средством от саморазъединения в этом слу­ чае является закрепление винтом. Для обеспечения быстрой сборки и разборки соединения в прорези предусматривают расширение но диаметру большему, чем диаметр головки винта. При разборке доста­ точно ослабить затяг винта и сместить расширение прорези до голов­ ки винта.

При оценке прочности конструктивных элементов байонетных соединений производится расчет на срез выступающих частей (штифтов, лапок, витков резьбы, винтов и т. п.).

§ 6 . СОЕДИНЕНИЯ ПРУЖИННЫМИ РАЗРЕЗНЫМИ КОЛЬЦАМИ

Пружинные разрезные кольца широко применяют в конструкциях приборов для закрепления деталей на валах и осях (наружные коль­ ца) или в корпусах (внутренние кольца). При сборке соединений пружинные разрезные кольца устанавливают в наружной проточке вала или во внутренней корпуса, обеспечивая тем самым фиксацию положения соединяемых деталей.

Упругие свойства материалов колец позволяют устанавливать кольца в проточках без радиального зазора. Сборку соединения осу­ ществляют обычно перемещением пружинного кольца вдоль оси вала или отверстия в корпусе, а в некоторых конструкциях кольцо может быть установлено в наружной проточке при радиальном переме­ щении.

Простота конструкций пружинных разрезных колец, их низкая стоимость, удобства при сборке и разборке соединений способствуют их широкому применению в различных узлах приборов. Основные конструктивные виды пружинных разрезных колец представлены на рис. 94.

В корпусах некоторых типов приборов (рис. 94, а) с помощью раз­ резных проволочных колец (рис. 94, г) закрепляют смотровые стек­

ла. Проволочные кольца используют также для предохранения от выпадания цилиндрических и конических штифтов (см. рис. 75, а и 76, а) и в других конструкциях, когда не требуется фиксация поло­ жения соединяемых деталей с высокой точностью. Эти кольца изго­ тавливают, как правило, из стальной углеродистой проволоки клас­ са II по ГОСТ 9389—60, а также из латунной и бронзовой проволоки.

Размеры проволочных колец и проточек под них для ряда номи­ нальных диаметров регламентированы нормалями машиностроения МН 470—61 (приложение 37). Во всех других случаях, не предус­ мотренных указанными нормалями, проволочпые кольца устанавли­ вают в проточках на глубину, равную половине диаметра проволоки. Такая глубина проточки является оптимальной, поскольку при боль­ шей глубине трудно обеспечить точность относительного положения соединяемых деталей, а при меньшей глубине кольцо при действии осевой силы может выйти из проточки.

Более устойчивы в проточках плоские разрезные кольца, размеры которых регламентированы стандартами. Стандартом предусматри­ ваются кольца концентрические наружные и внутренние (рис. 94, д)

117

и эксцентрические наружные (рис. 94, е) и внутренние (рис. 94,ж).

Концентрические кольца используют в тех случаях, когда для сборки и разборки соединения имеется свободный доступ (рис. 94, е).

Эксцентрические кольца часто применяют для фиксации положения подшипников качения на валу и в корпусе (рис. 94, в), а также дру­ гих деталей. В проточках эксцентрические кольца устанавливают специальным ключом при использовании отверстий, имеющихся на свободных концах разрезного кольца.

Плоские разрезные кольца изготавливают из пружинной стали 65Г и других марок, предел прочности которых не менее (1,2-=-1,7) ГПа.

Рис. 95.

В приборостроении для фиксации деталей на осях диаметрами от 2,5 до 10 мм ведомственные нормали предусматривают пружинные шайбы (рис. 94,а), которые могут быть установлены в проточках

перемещением как в осевом, так и в радиальном направлениях. Уста­

118

новочные пружинные шайбы (шиберы) изготавливают из стали 60С2 или из бронзы Бр.ОФ6,5—0,1 Т, если к узлу предъявляются требова­ ния антимагнитных и токопроводящих свойств.

Р а с ч е т п р о в о л о ч и ы х р а з р е з п ы х к о л е ц . Рассмотрим случай, когда проволочное разрезное кольцо устанавливается в на­ ружную (рис. 95, а) и во внутреннюю (рис. 95, б) проточку на глу­ бину, равную половине диаметра проволоки d.

В процессе сборки кольцо должно испытывать напряжения в пре­ делах упругой зоны, чтобы не возникали остаточные деформации. Деформация разрезного кольца при его рабочих перемещениях опре­ деляется главным образом параметром

d

и углом (р (рис. 95, б).

Сила, деформирующая кольцо при сборке соединения, будет на­ правлена по линии, соединяющей оба конца разрезного кольца. Для

Действующую силу Q разло­

жим на две составляющие, одна из которых будет направлена по ра­ диусу:

3

Qr = Q sin -jj-,

а другая по касательной:

Рис. 96.

Qt — Qcos — .

Для определения полного перемещения незакрепленного конца воспользуемся интегралом Мора. Радиальная составляющая полного перемещения будет

(11.76)

тангенциальная составляющая

(11.77)

где I — длина кольца; Е — модуль упругости материала; I — момент

инерции поперечного сечения кольца, равный

119