Презентация на тему Разъёмные соединения для передачи крутящего момента

соединения двух деталей, с применением специальных закладных деталей шпонок.

Шлицевое (зубчатое, пазовое) соединение – подвижное или неподвижное соединение двух соосных деталей, имеющих равномерно расположенные пазы и выступы (выступы одной детали входят в пазы другой).
Профильное соединение − подвижное или неподвижное соединение двух соосных деталей, контактная поверхность которых в поперечном сечении имеет форму плавной замкнутой кривой, отличной от окружности.
Призматическое соединение − подвижное или неподвижное соединение двух соосных деталей, контактная поверхность которых в поперечном сечении имеет форму многоугольника.

Определения:

шпонкой;
со скользящей шпонкой;
неподвижное;
по усилиям, действующим в соединении:
напряжённые, такие, в

которых напряжения создаются при сборке и существуют независимо от наличия рабочей нагрузки, все напряжённые соединения являются неподвижными;
ненапряжённые, в которых напряжения возникают только при воздействии рабочей нагрузки;
по виду применяемых шпонок:
с призматической шпонкой, неподвижные или подвижные, в подвижном соединении скользящая и направляющая шпонки призматические;
с сегментной шпонкой;
с цилиндрической шпонкой;
с клиновой шпонкой, соединение напряжённое;
с тангенциальной шпонкой, соединение напряжённое;

конструкции;
2) лёгкость сборки и разборки;
3) простота изготовления и низкая

стоимость.
Недостатки:
1) ослабление сечений вала и ступицы шпоночным пазом;
2) высокая концентрация напряжений в углах шпоночного паза;
3) для большинства соединений децентровка (смещение оси ступицы относительно оси вала) на половину диаметрального зазора.

Рис. 14.2. Подвижные соединения призматической шпонкой: а) направляющая шпонка; б)

скользящая шпонка.

Виды призматических шпонок:
закладные (рис. 14.1);
направляющие (рис. 14.2а);
скользящие (рис. 14.2б).
Материал шпонок:
нормальных – стали машиностроительные 40; 45; 50; 55;
ответственных – легированные стали, например, 40Х, 40ХН, 25ХГС, и др.

Размеры сечения призматических шпонок стандартизованы для различных диаметров валов.

Ориентировочные размеры шпоночного соединения призматической шпонкой:

Ширина шпонки, шпоночных пазов вала и ступицы -
b ≈ (0,2…0,3)⋅d, где d - диаметр вала;
отношение высоты шпонки к её ширине h/b = 1:1…1:2 ;
глубина шпоночного паза на валу t1=0,6⋅h;
глубина паза ступицы − t2=0,5⋅h;
радиальный зазор между дном паза ступицы и верхней гранью шпонки с=0,1⋅h.
Шпонка в паз вала устанавливается в большинстве случаев по более плотной посадке по сравнению с пазом ступицы. Посадки назначаются в зависимости от условий работы соединения.
Поля допусков шпонки: b – h9, h – h9, h11, ; паза вала: b – H9, N9, P9, t1 – H14 или h14; паза ступицы: b – D10, Js9, P9.

Достоинства:
не требует индивидуальной подгонки;
не подвержена опрокидыванию;
3) удобнее для сборки

соединения.
Недостаток: сильнее ослабляет поперечное сечение вала.
Применяются на участках валов, нагруженных незначительными изгибающими моментами.
Такими участками обычно являются их концевые участки.
Несущая способность призматических и сегментных шпонок на срез обычно несколько выше их несущей способности на смятие, поэтому проверочный расчет выполняется по напряжениям смятия:

нагрузке и непрерывной работе [σ]см = (50…70) МПа,
при

работе соединения с 50% загрузкой по времени − [σ]см = (130…180) МПа,
при проверке соединения на предельные статические нагрузки [σ]см = 200 МПа.
Для подвижных соединений с целью предупреждения образования задиров и заедания при осевом перемещении ступицы допускаемые напряжения снижают ещё в 2…4 раза. При незакалённых поверхностях соединяемых деталей подвижного соединения принимают [σ]см = (10…30) МПа.

– диаметр вала; lр – рабочая длина шпонки (без

учета длины закруглённых торцов); h – высота шпонки; t1 – величина заглубления шпонки в паз вала.
В особо ответственных соединениях или при использовании нестандартных материалов шпонки выполняется её проверочный расчёт на срез:

где l – полная длина шпонки; b – её ширина; остальные величины определены выше.
Шпоночные пазы ослабляют также и сечение ступицы. Поэтому внешний диаметр ступицы под шпоночное соединение необходимо увеличивать. Для чугунных и стальных ступиц внешний диаметр Dст можно вычислить по эмпирическим формулам
чугун − ; сталь –

где d – диаметр сопрягаемого со ступицей вала.

T – передаваемый крутящий момент; а геометрические параметры соединения,

входящие в формулу представлены на рис. 14.4.

по условиям изготовления и сборки соединения применяют на концевых участках валов. Подбор диаметра шпонки производят по напряжениям смятия:

Цилиндрические шпонки

из двух деталей, каждая из которых выполнена в форме

призматического клина с прямоугольным поперечным сечением (рис. 14.5).

Тангенциальные шпонки ставятся парами с углом между опорными поверхностями шпонок на валу 120…180°.
Достоинства тангенциальных шпонок:
материал тангенциальной шпонки работает на сжатие[1];
более благоприятная форма шпоночного паза в отношении концентрации напряжений.
Недостатком тангенциальной шпонки можно считать её конструктивную сложность (шпоночный комплект – 4 детали).
[1] Большинство материалов на сжатие имеет более высокую прочность по сравнению с прочностью на срез.

при взаимодействии шпонки с поверхностями шпоночных пазов вала и

ступицы (рис.14.6). Уклон клина клиновых шпонок, как и у тангенциальных, составляет 1:100. При сборке соединения клиновая шпонка внешним усилием, иногда ударами, загоняется в шпоночный паз, создавая предварительный натяг в соединении.

Рис. 14.6. Соединение клиновой шпонкой: а) продольный разрез; б) напряжённое состояние после сборки; в) усилия в шпоночном пазе вала в процессе работы.

Преимущества клиновых шпонок:
1) не требуется дополнительных деталей, удерживающих ступицу от осевого перемещения;
2) соединение с клиновой шпонкой может выдерживать и некоторую осевую нагрузку;
3) хорошо работают при действии переменных нагрузок.

оси вала;
2) возможен значительный перекос ступицы при малой её

длине и осевое биение обода закрепляемой детали (шкива, звёздочки, зубчатого колеса);
3) затруднена разборка при ремонте.
Соединение применяется для крепления шкивов и звёздочек на кон­цевых участках валов.
Выбор допускаемых напряжений производится по материалу наименее прочной детали соединения, при этом допускаемые напряжения смятия:

где [n] – нормативный коэффициент запаса зависит от требований надёжности и работоспособности, предъявляемых к соединению. Обычно 1,5 ≤ [n] ≤ 2.
Для призматических шпонок из стали 45:
при постоянной нагрузке и непрерывной работе [σ]см = (50…70) МПа,
при работе соединения с 50% загрузкой по времени − [σ]см = (130…180) МПа, при проверке соединения на предельные статические нагрузки [σ]см = 200 МПа. Для подвижных соединений с целью предупреждения образования задиров и заедания при осевом перемещении ступицы допускаемые напряжения снижают ещё в 2…4 раза. При незакалённых поверхностях соединяемых деталей подвижного соединения принимают [σ]см = (10…30) МПа.

подвижное или неподвижное соединение двух соосных деталей, имеющих равномерно

расположенные пазы и выступы (выступы одной детали входят в пазы другой).

Рис. 14.7. Шлицевое соединение: а) прямобочными шлицами; б) эвольвентными шлицами; в) треугольными шлицами; 1 – вал, 2 – ступица.

напряжений в материале вала и ступицы;
3) лучшее центрирование соединяемых

деталей и более точное направление при осевых перемещениях;
4) высокая надёжность при динамических и реверсивных нагрузках;
5) минимальное число деталей, участвующих в соединении.
Недостатком шлицевого соединения является относительно высокая стоимость и трудоёмкость изготовления и ремонта.
Стандартизованы прямобочные и эвольвентные шлицевые соединения. Прямобочные шлицевые соединения выполняются с числом шлицов 6 ≤ z ≤ 20 для диаметров валов 14 ≤ d ≤ 125 мм; эвольвентные − 6 ≤ z ≤ 82 для валов диаметром 4 ≤ d ≤ 500 мм.
Пример обозначения прямобочного шлицевого соединения: D-8 ×36H11/a11 ×40H7/js6 ×6F8/f8 ГОСТ 1139-80.
Центрирующая поверхность: D – внешний диаметр вала; d - внутренний диаметр вала; b - боковая поверхность шлицов.
Обозначение эвольвентного шлицевого соединения несколько проще:
центрирование по боковым поверхностям зубьев - 70×3×H9/k8 ГОСТ 6033-80;
центрирование по наружному диаметру - 50 ×H7/g6×2 ГОСТ 6033-80.

− а) по боковым поверхностям b; б) по наружному

диаметру D; в) по внутреннему диаметру d; эвольвентные – г) по боковым поверхностям; д) по наружному диаметру; треугольные − е) центрируются только по боковым поверхностям.

Центрирование по боковым поверхностям зубьев позволяет более равномерно распределить нагрузку между зубьями, но хуже центрирует соединение.
Центрирование по диаметру, наружному или внутреннему, обеспечивает более высокую соосность вала и ступицы. Выбор для центрирования наружного или внутреннего диаметра определяется технологическими требованиями. При относительно невысокой твёрдости ступицы (≤ 350 HB или ≤ 38 HRC) центрирование лучше выполнять по наружному диаметру (80% прямобочных шлицевых соединений), при высокой твердости ступицы (≥ 40 HRC) − по внутреннему.

большей несущей способностью и меньшей концентрацией напряжений (примерно в

2 раза). Шлицевые валы с эвольвентными шлицами удобно изготавливать по технологии изготовления зубчатых колёс (методом обкатки), а ступицы протягиванием. Угол профиля образующей рейки (в некотором роде аналог угла зацепления зубчатых колёс) α=30° (см. рис. 14.8, г), а высота шлица – (0,8…1,0)⋅m.

Треугольные шлицевые соединения не стандартизованы и применяются главным образом в качестве неподвижных при тонкостенных соединяемых элементах или при наличии жёстких ограничений в диаметральных размерах. Центрирование в этих соединениях, как упоминалось выше, возможно только по боковым поверхностям шлицов. Угол впадины между боковыми поверхностями шлицов вала может составлять β=90°, β=72° или β=60° (см. рис. 14.8, е). Модуль таких шлицов невелик и обычно лежит в пределах 0,2≤m≤1,5 мм. Иногда треугольное шлицевое соединение для удобства сборки выполняют конусным при конусности 1:16.

и смятию − основные критерии работоспособности шлицевых соединений. Неподвижные

шлицевые соединения рассчитывают только на смятие (при отсутствии осевых и опрокидывающих нагрузок).
Расчёт на смятие производится по формуле:

где σсм и [σ]см – действующие и допускаемые напряжения для детали из более слабого материала; T − момент, передаваемый соединением; dср – средний диаметр соединения; z – число зубьев; h и l – высота и длина контактной поверхности зубьев; ψ - коэффициент неравномерности распределения давления по контактной поверхности зуба (0,7≤ψ≤0,8).
Высота контактной поверхности зуба h и средний диаметр соединения dср для соединений с прямобочными шлицами:

где f – величина фаски зуба;

шлицами:




Допускаемые напряжения для подвижных шлицевых соединений стальных деталей

принимаются:

при лёгких условиях работы −

при тяжёлых условиях работы −

Для неподвижных соединений допускаемые напряжения:

где [s]=(1,25…1,4) – нормативный коэффициент запаса по условиям работы и изготовления деталей соединения; Kсм=(4…5) – коэффициент концентрации нагрузки, определяемый по ГОСТ 21425-75; Kд=(2…2,5) – коэффициент динамичности нагрузки при её реверсировании без ударов.

соединение: а) продольное сечение; б), в), г) возможные поперечные

сечения: овальное, треугольное, квадратное.

Определение:
Профильное соединение − подвижное или неподвижное соединение двух соосных деталей, контактная поверхность которых в поперечном сечении имеет форму плавной замкнутой
кривой, отличной от окружности.

Достоинство: простота и отсутствие выступающих элементов, вызывающих концентрацию напряжений.
Недостатки:
существенно большие контактные напряжения по сравнению со шлицевыми;
значительные распо­рные силы действующие на ступицу.

двух соосных деталей, контактная поверхность которых в поперечном сечении

имеет форму многоугольника.
Максимальные напряжения смятия в призматическом соединении:

Рис. 14.9. Соединение призматическое «на квадрат».

а допустимый передаваемый момент:

где z – число граней; a и l – ширина и длина рабочей части грани; [σ]см – допускаемые напряжения смятия для наиболее слабой детали.

соединения, в которых передача крутящего момента происходит за счёт

сил трения, возникающих между контактирующими поверхностями соединения вследствие их предварительного сжатия при сборке.
Такими являются прессовые, клеммовые и конусные соединения.

Рис. 14.11. Поперечное сечение прессового соединения

Рис. 14.12. Конусное фрикционное соединение

Рис. 14.13.Клеммовое соединение