книги из ГПНТБ / Зиновьев, Владимир Андреевич. Детали машин учебник для немеханических специальностей высших технических учебных заведений

Кроме призматических шпонок, применяются, но значительно

реже и шпонки других видов (клиновые, тангенциальные, фрик­

ционные, сегментные).

Шлицевое соединение представляет собой многошпоночное сое­ динение, в котором шпонки изготовлены заодно целое с валом.

няющими роль шпонок. Боковые поверхности зубьев представляют собой параллельные плоскости, наружные поверхности — участки цилиндрической поверхности диаметром/). Поверхности промежут­

ков между зубьями обрабатываются по-разному в зависимости от

способа изготовления вала и от того, как центрируется *охваты-

вающая вал втулка относительно оси вала.

На фиг. 46, а показано сопряжение втулки с валом по цилиндри­

ческой поверхности диаметром d. При таком сопряжении в проме­ жутке между боковыми гранями смежных зубьев в зависимости от способа изготовления вала располагается цилиндрическая поверх­ ность диаметром d на всей длине между зубьями или, как показано на фиг. 46, а, только в середине на небольшом участке, ограничен­

ном с двух сторон углублениями. На фиг. 46, б показано сопряже­ ние по наружной поверхности зубьев. В таком случае в промежутке между зубьями располагается цилиндрическая поверхность диамет­ ром dr < d.

Применяется сопряжение и по боковым граням зубьев. При таком сопряжении получается более равномерное распределение усилия между зубьями, но в меньшей степени обеспечивается соос­

ность втулки и вала.

ГОСТом 1139-58 установлены три серии прямобочных шлицевых соединений для диаметров d от 11 до 112 мм — легкая, средняя и тяжелая. Средняя серия отличается от легкой большей высотой зубьев, тяжелая от средней большим числом зубьев при меньшей их

70 Соединения

толщине. Для легкой и средней серий предусмотрены для разных диаметров 6, 8 и 10 зубьев, для тяжелой 10, 16 и 20.

Кроме прямобочных, применяются зубья, ограниченные с боков эвольвентными поверхностями, а также зубья с треугольным по­ перечным сечением. Прямобочные зубья имеют наибольшее распро­ странение.

Шлицевое соединение, будучи более дорогим, чем шпоночное,

обладает по сравнению с последним следующими преимуществами:

1)детали на шлицевых валах лучше центрируются;

2)напряжения смятия на гранях зубьев меньше, чем на гранях шпонок;

3)прочность шлицевых валов при динамических нагрузках

выше, чем валов со шпонками.

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают па смятие, а основания их — на изгиб и срез. Расчет производится обыкновенно только па смятие по следующей не требующей поясне­ ний формуле:

из стали, не подвергающихся термической обработке для повышения их твердости, можно принимать (о]СЛ1 = 8 4- 10 кПммг, при тер­ мической обработке — до 14 kT/mmF

§6. СОЕДИНЕНИЯ С НАТЯГОМ

Всоединениях с натягом (или, как их чаще называют, с гаран­ тированным натягом) детали сопрягаются или по цилиндрическим, или по плоским поверхностям. Соединения первого рода осуще­

ствляются по 1-й группе посадок, в которых натяги обязательно

получаются, соединения второго рода осуществляются посредством особых деталей в виде стяжных колец или планок. Соединения пер­ вого рода являются весьма распространенными и имеют тенденцию

кеще большему внедрению в технику, соединения второго рода, наоборот, применяются сравнительно редко только в крупных дета­

сведениями о соединениях только первого рода.

Соединение деталей можно производить путем приложения осе­

вого усилия при вдвигании одной детали в другую или за счет температурных деформаций. Первый способ осуществляется в зависи­ мости от размеров деталей на гидравлических, винтовых или рычаж­ ных прессах. Второй способ осуществляется при нагревании охва­

тывающей детали или при охлаждении охватываемой. Нагревание в зависимости от необходимого перепада температур может произво­ диться или в масле, или в электрической печи. Для охлаждения может

нию:

1)прочность соединения, характеризующаяся величинами осе­ вого усилия и крутящего момента, могущими сдвинуть одну деталь относительно другой;

2)прочность соединенных деталей, характеризующаяся напря­

жениями, возникающими в деталях после соединения.

Кроме этого определяется необходимое для запрессовки усилие или необходимый перепад температур при соединении за счет тем­ пературных деформаций.

Осевому усилию Р, стремящемуся продвинуть одну деталь отно­ сительно другой, противодействует сила трения на поверхности соприкосновения деталей. Крутящему моменту Мк, стремящемуся повернуть одну деталь относительно другой вокруг их общей оси,

противодействует момент силы трения. Величины Р и Мк опреде­ ляются по следующим очевидным формулам:

При расчете по этим формулам следует иметь в виду, что коэф­

величины коэффициентов трения при многочисленных испытаниях находились в пределах от 0,06 до 0,19.

Зависимость давления р от величины натяга 6, материалов и диаметров сопряженных деталей (фиг. 47) выражается следующей

сится к охватываемой детали, индекс 2 — к охватывающей):

(21)

di — диаметр охватываемой детали в мм.

Для деталей из одинаковых материалов

Так как во всех посадках натяги получаются в некоторых преде­ лах, то при определении прочности соединения по формулам (19) и (20) надо подставлять в эти формулы наименьшее давление pmin, получающееся по формулам (21) и (22) при наименьшем возможном в посадке натяге.

Так как прочность сопряженных деталей характеризуется наи­ большими возможными в результате осуществления посадки напря­

жениями, то напряжения в деталях следует определять при наи­ большем давлении ртах, получающемся при наибольшем возможном в посадке натяге.

Напряжения определяются по следующим известным из сопро­

тивления материалов формулам:

Температура, до которой охватывающая деталь должна быть нагрета или охватываемая охлаждена перед соединением, опреде­

а— коэффициент линейного расширения (сжатия) при нагревании (охлаждении) в град-1; для стальных

1)прочность соединения;

2)напряжение в охватывающей детали;

3)температуру, до которой должна быть нагрета охватывающая деталь перед

соединением.

Детали стальные. Коэффициент трения принять равным 0,14. Обращаясь к стандартной таблице (ОСТ 1043), находим следующие воз­

можные предельные отклонения от номинального диаметра 50 мм до сборки:

у охватывающей детали от 0 до Д-0,027 мм, у охватываемой от +0,035 до

+0,052 мм.

Следовательно, в соединении может получиться натяг в пределах от бщах =

= 50,052 — 50,000 = 0,052 мм до 6mjn = 50,035 — 50,027 = 0,008 мм.

Наибольшее возможное давление по формуле (22)

Наименьшее возможное давление

Pmiв = 2,2- 0,008 : 0,052 = 0,34 кГ/ммг.

Прочность соединения

Р = 0,14 ■ 0,34 • 3,14 • 50 ■ 60 = 450 кГ.

Мк= Р-0,5-50 = 450 -25 = 11 250 кГмм.

Наибольшие возможные напряжения в охватывающей детали

аР = 2,2 (562 + 502) : (562 —502) = 19,5 кГ/льи2;

т = 2,2- 562: (562 — 502) = 11 .кГ* /мм

Приняв б0 = 0,03 мм и t0 = 20° С, температуру охватывающей детали перед соединением получаем равной

0.052 + 0,030 20 _ 170о с И • 10-6 • 50

ГЛАВА II

ДЕТАЛИ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ

§ 7. ВАЛЫ И ОСИ

Расчет валов и осей

Вал или ось — деталь, несущая вращающиеся части машины. Форма вала и оси может быть одинаковой. Разница между ними состоит только в том, что вал при выполнении своего назначения передает крутящие моменты, а ось на кручение не работает. Пере­ давая крутящие моменты, вал всегда вращается. Ось может вра­ щаться вместе с сидящими на ней деталями, но может быть и непо­

движной, поддерживая вращающиеся на ней детали. При работе вал подвергается действию изгибающих и крутящих моментов,

может подвергаться действию растягивающих или сжимающих сил. Ось может подвергаться действию таких же силовых факторов за исключением крутящих моментов. Поэтому расчет оси от рас­ чета вала отличается только тем, что ось на кручение не рассчиты­

вается.

Расчет валов производится на усталость и сложное сопроти­ вление по формулам, известным из курса сопротивления материалов.

В большинстве случаев, приступая к расчету вала, конструктор

не располагает всеми нужными для расчета данными. Передаваемый валом крутящий момент бывает всегда известен, а изгибающие мо­

менты оказывается возможным точно определить лишь после конст­ руктивного оформления проектируемого устройства, в состав кото­ рого входит подлежащий расчету вал, так как только после этого

Кроме этого, только после конструктивного оформления вы­

являются места, в которых должны быть расположены разные кон­

центраторы напряжений — шпоночные канавки, галтели, выточки. В таких случаях производится предварительный расчет вала только на кручение со значительным понижением допускаемого напряже­ ния. Полученный из такого расчета диаметр вала кладется в ос­

нову конструктивного оформления, после которого производится уточненный поверочный расчет. В зависимости от результатов поверочного расчета конструктивное оформление оставляется без

изменения или в пего вносятся исправления. В последнем случае производится повторный поверочный расчет.

Для предварительного расчета диаметра вала применяются

Эта формула получается из расчета вала на кручение при до­ пускаемом напряжении [т]к ~ 200 кГ/см?, в чем можно убедиться следующим образом. Выражая передаваемую валом мощность через крутящий момент и угловую скорость вращения, а затем через число передаваемых лошадиных сил, получаем

Мк со = Мк Ov = 7500 N кГсм/сек,

откуда

Мк = 7500'30 N = 71 620—- кГсм',

лп п

[т]к = 7^3- = 71 620 — : 0,2 • 123 — = 207 ~ 200 кГ1смъ.

При поверочном расчете на усталость выявляются в разных сечениях отдельно запас прочности по нормальным напряжениям

и напряжений, степени ответственности устройства, в состав кото­ рого входит вал, и других условий).

Если вал не подвергается действию осевой растягивающей или

где ат — предел текучести;

ф0 — коэффициент влияния асимметрии цикла при нормальном

напряжении (для всех углеродистых сталей принимается

равным 0,05).

Принимается во внимание меньшая из полученных по форму­ лам (31) и (32) величина па.

При нереверсивной работе напряжения на кручение изменяются

Принимается во внимание меньшая из полученных по формулам

Можно принимать п ~ 1,5, но, учитывая повышенные требо- вания к жесткости валов, лучше брать п ~ 2 4-3.

Быстровращающиеся валы. Критическая скорость

Детали, сидящие на валах быстроходных машин, должны быть тщательно сбалансированы, т. е. установлены так, чтобы центр

тяжести вращающейся системы лежал на оси вращения вала. Од­