• Гідрологія і Гідрометрія
• Господарське право
• Економіка будівництва
• Економіка природокористування
• Економічна теорія
• Земельне право
• Історія України
• Кримінально виконавче право
• Медична радіологія
• Методи аналізу
• Міжнародне приватне право
• Міжнародний маркетинг
• Основи екології
• Предмет Політологія
• Соціальне страхування
• Технічні засоби організації дорожнього руху
• Товарознавство продовольчих товарів

Шпонкові з’єднання. У з’єднаннях вал-маточина використовується шпоночне, шліцеве з’єднання та з’єднання з натягом. Останнє відноситься до частково нерозбірних.

Елемент з’єднання - шпонка запобігає відносному повороту вала та встановленої на ньому деталі і призначений для передачі обертового моменту. За формою стандартні шпонки діляться на: призматичні, сегментні, клинові і тангенціальні. Призматичні і сегментні (рис. 5.15) шпонки створюють ненапружений стан з’єднання маточини з валом. Клинові і тангенсіальні шпонки (рис. 5.16 і 5.17) створюють напружене з’єднання. У таких з’єднаннях виникає перекос деталей при забиванні шпонки у пази вала і маточини, тому такі з’єднання мають обмежену область застосування.

Конструктивні розміри перерізу шпонки і пазів вибирають залежно від діаметра вала, довжина шпонки – від довжини маточини.

Матеріали шпонки Ст6, сталь 45, 50 та ін. з межею міцності не нижче 590 МПа.

Рисунок 5.16 - Тангенсіальна шпонка

Тангенціальні шпонки складаються з двох односкосних клинів. На вал ставлять дві шпонки під кутом 120-135⁰.

Призматичні і сегментні шпонки розраховують на зминання бокових граней, що виступають з валу:

, (5.32)

де, М - крутний момент;

- діаметр вала;

- робоча довжина шпонки;

- висота шпонки;

- глибина пазу валу;

= 60...100 МПа.

Клинову шпонку розраховують на зминання робочої поверхні з урахуванням тертя:

, (5.33)

де f = 0,15 - коефіцієнт тертя.

Тангенсіальні шпонки розраховують на зминання робочої грані:

, (5.34)

де S - фаска;

t₁- глибина паза втулки.

Довідкові дані для шпонок наведені у додататку - Б.

Приклад 8. Знайти крутний момент, який можна передати через призматичну шпонку з’єднання вал-маточина (рис. 5.15, а). Діаметр вала 60 мм, довжина маточини 18 мм. Напруження зминання матеріалу шпонки 280 МПа,

Для вала діаметром 60 мм розміри шпонки вибираємо за довідковими таблицями [2], відповідно до яких розміри шпонки наступні: t₁ = 7мм, h =11мм.

Напруження зминання визначається за формулою:

.

З цієї формули визначаємо крутний момент:

.

Рисунок 5.17 – Клинова шпонка

Приклад 9. Знайти крутний момент, який можна передати через клинову шпонку з’єднання вал-маточина (рис. 5.17). Діаметр вала 80 мм, довжина маточини l = 60 мм. Напруження зминання матеріалу шпонки 280 МПа.

Коефіцієнт тертя приймаємо . Для вала діаметром 80мм розміри шпонки вибираєм за довідковими таблицями, відповідно до яких розміри шпонки такі: , .

Напруження зминання визначаються за формулою:

.

З цієї формули визначаємо крутний момент:

.

5.3.2 Шліцеві з’єднання.Порівняно зі шпонковими, шліцеві з’єднання (рис. 5.18) забезпечують краще центрування, особливо за динамічних і змінних навантаженнях. Шліцеві з’єднання розрізняють за формою шліців: прямобочні, евольвентні, трикутні. Найбільш поширені перші два, допуски й посадки яких стандартизовані. Прямобічні шліцеві з’єднання мають три види центрування:

а) за внутрішнім діаметром; б) зовнішнім; в) за боковими сторонами.

Рисунок 5.18 - Шліцеве з’єднання

Позначення шліцевих прямобочних з’єднань повинні мати букву, яка позначає поверхню посадки, число зубів і номінальні розміри d, D і b, позначення полів допусків і посадок:

d - 8 x 36H7/e8 x 40H12/a11 x 7D9/f8.

З’єднання з евольвентним профілем зубів центруються на валу за евольвентним профілем зубів, або за зовнішнім діаметром. Позначення евольвентного шліцевого з’єднання повинно включати : номінальний діаметр з’єднання D, модуль m, позначення посадки з’єднання: 50 х 2 х 9Н/9g.

Розрахунок проводять на зминання:

, (5.34)

де, - момент;

S_F - питомий сумарний статичний момент площі робочих поверхонь;

S_F = 0,5d hz;

d - середній діаметр шліцевого з’єднання;

h - робоча висота зубів;

z - число зубів;

- робоча довжина з’єднання.

Довідкові дані розмірів шліців наведені у додатку – В.

Приклад 10. Знайти крутний момент, який можна передати через шліцеве з’єднання. Середній діаметр шліцевого з’єднання d = 42 мм, номінальний діаметр з’єднання D = 46 мм, питомий сумарний статичний момент площі робочих поверхонь , число зубів z = 8, робоча довжина з’єднання l = 40 мм, напруження зминання матеріалу шпонки 280 МПа.

Для шліцевого з’єднання діаметром d = 42 мм, розміри шшліців вибираємо за довідковими таблицями, відповідно до яких номінальний діаметр з’єднання D = 46 мм, питомий сумарний статичний момент площі робочих поверхонь , число зубів z = 8, робоча довжина з’єднання l = = 40 мм.

Напруження зминання визначаються за формулою:

.

З цієї формули визначаємо крутний момент:

.

5.3.3 З’єднання з натягом.З’єднання з натягом займають проміжне положення між роз’ємними і нероз’ємними з’єднаннями. У з’днанях з натягом (рис. 5.19) навантаження передається шляхом тертя між двома деталям, яке виникає після їх збирання з пружнопластичним деформуванням поверхні при незначній різниці посадочних розмірів. Збирання проводять механічним пресуванням або за допомогою нагрівання чи охолодження охоплюємої деталі. Спряжені поверхні переважно циліндричні типу вал-втулка, рідше конічні. Характерні посадки у з’єднанні з натягом H7/p6, H7/z6, H7/s6, H7/t6, H7/u7 і ін.

Є три групи посадок з натягом:

- важкі і особливо важкі (H/u H/x H/z) - мають великий натяг зі значним розкидом;

- середні (H/r Hs/ H/t) – використовують для запресовки втлок у шківи і зубчаті колеса, для встановлення бронзових вінців черв’ячних коліс, можуть передавати значні навантаження без додаткового кріплення;

- легкі (H/p) – характеризуються мінімальним гарантованим натягом і використовуються для з’єднання тонкостінних деталей при незначних навантаженнях.

Для матеріалів з'єднувальних деталей приймають: модулі пружності Е (для сталей – Е = 2 ^. 10⁵ МПа, для чавуну – Е = 1,1 ^. 10⁵ МПа, для бронзи - Е = 0,98 ^. 10⁵ МПа), коефіцієнт Пуасона (для стали - μ = 0,3, для чавуна - μ = = 0,25, для бронзи - μ = 0,35). Коефіцієнт запасу зчеплення К приймають рівним 1,5 - 2.

Необхідний контактний тиск Р можна визначити з умови взаємної нерухомості деталей з'єднання :

- якщо з'єднання навантажене тільки осьовою силою F:

, (5.35)

де f - коефіцієнт зчеплення, приймають для сталевих і чавунних деталей при складанні запресовкою f = 0,08, при температурному складанні f = 0,14, якщо одна з деталей сталева або чавунна, а інша бронзова або латунна, то f = 0,05;

d i l – діаметр і довжина посадкової поверхні;

- якщо з'єднання навантажено обертаючим моментом М:

, (5.36)

- якщо з'єднання навантажене одночасно осьовою силою F і обертаючим моментом М:

(5.37)

Натяг визначають за формулою:

, (5.38)

, (5.39)

де d - посадочний діаметр;

d₁ - діаметр отвору охоплюваної деталі (для суцільного вала, d₁ = 0);

d₂ - зовнішній діаметр деталі, що охоплює.

Висота R_z1 i R_z2 мікронерівностей посадкових поверхонь задається.

Необхідний натяг визначають за формулою: Δ_т = Δ_р + 1,2(R_z1 + R_z2).

Рисунок 5.19 – З’єднання деталей з натягом

Стандартну посадку підбирають запо таблицеюях допусків і посадок так, щоб найменший натяг Δ_min був би приблизно рівний значенню необхідного натягу Δ_т.

Найбільший розрахунковий натяг визначають за формулою:

Δ_т = Δ_р + 1,2(R_z1 + R_z2) Δ_рmax, (5.40)

де – Δ_max відповідає найбільшому натягу обраної посадки.

Найбільший контактний тиск p_max,, що може виникнути на посадковій поверхні з'єднувальних деталей визначають за формулою:

. (5.41)

Для перевірки міцності деталей з'єднання визначають еквівалентні напруги s_E у небезпечних точках внутрішніх поверхонь, що охоплює й охоплюваної деталей і порівнюють із межею текучості s_т матеріалу відповідної деталі. Звичайно перевірочний розрахунок на міцність виконують тільки для деталі, що охоплює, як менше міцної у з'єднанні. Розрахункова формула:

. (5.42)

Необхідну силу запресовки визначають за формулою:

. (5.43)

Для з'єднання з нагріванням що охоплює або охолодженням охоплюваної деталі визначають необхідну різницю температур деталей за формулою :

, (5.44)

де Δ_max - найбільший натяг обраної посадки, мкм;

Δ_m - зазор, необхідний для складання, прийнятий чисельно рівним основному відхиленню вала;

d - номінальний посадковий діаметр, мм;

α - температурний коефіцієнт лінійного розширення матеріалу що нагрівається або що охолоджується деталі (для сталі α = 12 · 10^-6 1/град, для чавуна α = 10,5 · 10^-6 1/град, для бронзи α =17 · 10^-6 1/град).

Приклад 11.Підібрати посадку з натягом, що забезпечує з'єднання вінця черв'ячного колеса з маточиною колеса. Момент, який передає колесо, - М = = 72 Нм. Осьова сила на колесі Р = 160 Н. Матеріал вінця - бронза БрОФ 10-1 із σ_т = 140 МПа. Матеріал маточини колеса - сталь 40Л із σ_т = 295 МПа. Діаметр западин вінця колеса (зовнішній діаметр деталі, що охоплює) d₂ = 258 мм. Діаметр і довжина посадкової поверхні d = 240 мм, l = 40 мм. Діаметр вала d₁ = = 45 мм. Розрахункову схему наведено на рис. 5.19.

Розрахунок робимо у такій послідовності:

Приймаємо: для сталі Е₁ = 2 • 10⁵ МПа; μ₁ = 0,3;

для бронзи Е₂ = 0,98 • 10⁵ МПа; μ₂ = 0,3.

Коефіцієнт зчеплення при запресовці f = 0,05, коефіцієнт запасу зчеплення К = 1,5.

Визначаєм контактний тиск:

.

Визначаємо розрахунковий натяг:

.

де:

.

Виготовлення посадкових поверхонь зучатого вінця і центру колеса призначаємо з виступами мікронерівностей R_Z1 = R_Z2 = 6,3 мкм.

Визначаємо необхідний натяг:

.

Найбільше близькою до підрахованої Δт найменьшому натягу є посадка діаметр 240 , для якої діаметр отвору венця 240^+0,046, зовнішній діаметр центру колеса , найменший натяг Δ_min= 38 мкм, найбільший Δ_max = 93 мкм.

Визначаєм найбільший розрахунковий натяг:

Визначаєм найбільший контактний тиск:

Перевіряємо вінець черв'ячного колеса на міцність. Визначаємо еквівалентне напруження для небезпечних точок внутрішньої поверхні вінця

Умову міцності виконано.

Визначаємо силу запресовки:

Читайте також:

1. PL-109 Використовується для заробки тріщин на фарах
2. Аналіз трифазного з’єднання з урахуванням опорів лінійних проводів
3. Аналіз часткової рівноваги Крива виробничих можливостей
4. Аналіз часткової та загальної рівноваги
5. Аналіз часткової та загальної рівноваги
6. Анатомія кісток верхньої і нижньої кінцівок та їх з’єднання
7. Безперервні з’єднання – сінартрози
8. Болтове з’єднання
9. Болтове рознімне з’єднання та його параметри
10. Болтового з’єднання болтового з’єднання
11. Боротьба за возз’єднання Української держави, за незалежність у 60- 80-х роках XVII ст.
12. Боротьба за возз’єднання Української держави, за незалежність у 60-80-х роках XVII ст.

Переглядів: 1002