2 Соединения деталей

Лекция 3.

Резьбовые соединения. Классификация резьб

Детали, составляющие машину, связаны между собой тем или иным способом. Эти связи можно разделить на подвижные и неподвижные. Неподвижные связи в технике называют соединениями. Соединения обусловлены целесообразностью расчленения машины на узлы и детали для того, чтобы упростить производство, облегчить сборку, ремонт, транспортировку. Все виды соединений можно разделить на разъемные и неразъемные. Одним из самых распространенных видов разъемных соединений являются резьбовые соединения.

Резьба это выступы, образованные на основной поверхности винтов или гаек и расположенные по винтовой линии. Термин резьба произошел от технологического процесса ее изготовления - нарезания. Образованные в процес­се нарезки выступы носят название витков.

Резьбы классифицируются по различным признакам:

1) по форме профиля резьбы:

-треугольные;

-прямоугольные;

-трапецеидальные;

-упорные;

-круглые;

2) по форме основной поверхности:

- цилиндрические;

- конические (коническую резьбу применяют для плотных соединений труб, масленок, пробок и т. п.)

3) по направлению винтовой линии:

- правые;

- левые;

4) по числу заходов:

- однозаходные;

- многозаходные (Р - шаг резьбы, Р_n-ход резьбы; z-число заходов; Р_n= Р^.z);

5) по назначению:

-крепежные;

-ходовые;

6) по форме профиля:

- метрические с треугольным профилем (основные крепежные резьбы);

- трубные (треугольные со скругленными вершинами и впадинами);

- круглые;

- прямоугольные (основные ходовые резьбы);

- трапецеидальные симметричные;

- упорные.

Геометрические параметры резьбы

Все геометрические параметры резьб и допуски на их размеры стандартизованы. Метрическая резьба свое название получила из-за того, что все ее размеры измеряются в мм (в отличие от дюймовой резьбы).

d -наружный диаметр;

d₁ -внутренний диаметр

d₂ -средний диаметр ( диаметр воображаемого цилиндра, образующая которого пересекает резьбу в таком месте, где ширина выступа равна ширине канавки);

h -рабочая высота профиля;

Р -шаг ( расстояние между одноименными сторонами соседних профилей, измеренное в направлении оси резьбы)

P_n -ход ( относительное осевое перемещение гайки за один оборот );

φ-угол подъема (угол подъема развертки винтовой линии по среднему диаметру)

Рисунок 1

tqφ = P₁/π∙d₂ = P∙z/π∙d₂

Рисунок 2

Угол профиля метрической резьбы - α=60°

Стандарт предусматривает метрические резьбы с крупным шагом и мелким шагом.

Основные типы крепежных деталей

Для соединения деталей применяют болты с гайками, винты, шпильки с гайками.

Рисунок 3

Для неподвижных крепежных соединений обычно применяют метрические резьбы с крупным или мелким шагом, которые обеспечивают высокую прочность и самоторможение резьбовых пар. При вибрациях, переменных нагрузках для повышения надежности резьбовых соединений применяют стопорение соединения. На практике используются следующие три принципа стопорения резьбовых соединений:

- повышением трения в соединении путем постановки контргайки или пружинной шайбы;

- жестким соединением гайки со стержнем винта с помощью шплинта;

- жестким соединением гайки с деталью с помощью специальной шайбы или планки.

Лекция 4

Соотношение между окружными и осевыми усилиями в винтовой паре.

Момент завинчивания гаек и винтов

Прямоугольную резьбу болта развернем по среднему диаметру в наклонную плоскость, а гайку заменим ползуном.

Рисунок 4

Сила взаимодействия наклонной плоскости

c ползуном при относительном движении представляет собой равнодействующую нормальной силы и силы трения. Следовательно, эта сила наклонена к нормали под углом трения . В результате разложения силы получим

F_t= F_x∙tg (+φ),

где F_t —движущая окружная сила.

Окружная сила трения для витка треугольного профиля:

F_tf= N∙f = F_x∙f/cos (/2) = F_x∙f ¹_прив,

где f ¹_прив - приведенный коэффициент трения, а приведенный угол трения

ρ¹ = arс tg f¹

Рисунок 5

Определим момент трения в резьбе:

Т_р = F_x∙d₂/2∙tg (φ+ρ¹)

При завинчивании гайки к ключу прикладывают момент завинчивания

Т_зав ⁼ Т_р+ Т_оп = F_pa6∙L,

где L-расчетная длина ключа; Т_р -момент в резьбе; Т_оп -момент трения на опорном торце гайки.

Т_оп = (F_x∙f/3)∙(D_o³-d_o³)/(D₀²-d₀²) ≈ F_x∙f (D₀+d₀)/2

Полезная работа

W_полезн = F_x∙p∙z = F_x∙π∙d₂∙tg φ .

Затраченная работа равна произведению момента в резьбе на угол поворота в радианах

W_затрач = F_x∙π∙d₂∙tg (φ+ρ¹) .

Таким образом коэффициент полезного действия резьбы

W_полезн / W_затрач = tg φ / tg (φ+ρ¹)

Условие самоторможения винтовой пары.

При отвинчивании гайки окружная сила и сила трения меняют направление. Поэтому окружная сила равна

F_t = F∙tg (ρ¹-φ).

Момент отвинчивания в резьбе без учета трения на торце гайки определится

F_отв = F∙tg (ρ¹-φ)/2

Самоторможение будет, если Т_отв>0; tg (ρ¹-φ)>0; p¹>φ.

Для крепежных резьб значение угла подъема лежит в пределах 2,5°...3,5°, а угол трения изменяется в зависимости от коэффициента трения в пределах 6°...16°. Поэтому все крепежные резьбы - самотормозящие при статических нагрузках. Однако при вибрациях коэффициент трения существенно снижается и условие самоторможения нарушается. Поэтому при переменных нагрузках необходимы специальные средства стопорения резьбовых соединений.

Лекция 5

Расчет витков крепежных и ходовых резьб

Основным видом разрушения крепежных резьб является срез витков. Причем, если материалы болта и гайки одинаковы, то опасен срез витков болта, происходящей по цилиндрической поверхности диаметра d₁. Напряжение среза в резьбе болта:

τ₁=F_x/πd₁∙H∙K∙K_m ≤[τ₁]

а в резьбе гайки

τ₂=F_x/πd∙H∙K∙K_m ≤[τ₂].

Здесь Н -высота гайки (или глубина завинчивания винта);

К -коэффициент полноты резьбы;

К_m -коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы.

Рисунок 6

Напряжения смятия в резьбе:

σ=4F_x/[(d²-d₁²)∙z∙K_m] ≤[_см ,

z = Н/р,

где р - шаг резьбы,

z-число рабочих витков гайки.

Равнопрочность резьбы и стержня болта является одним из условий назначения стандартных параметров резьбовых деталей (в частности, высоты стандартных гаек, головок болтов, диаметров гаек и т.д.). Поэтому при прочностных расчетах стандартных резьбовых деталей элементы резьбы не рассчитываются, а прочность определяется по прочности стержня болта.

При проектировании резьбовых соединений рассматриваются следующие случаи нагружения.

Случай 1. Незатянутое резьбовое соединение, нагруженное осевой растягивающей силой.

Рисунок 7

Стержень болта под действием осевой силы может разрушиться. Опасным является сечение, ослабленное резьбой. Площадь этого сечения оценивают приближенно по внутреннему диаметру резьбы. Условие прочности по напряжениям растяжения в стержне:

σ=F_x/(πd₁²/4)≤[σ]

Для проектировочного расчета получим:

Диаметры резьбы округляют до стандартного значения.

Случай 2. Винт нагружен осевой растягивающей силой и может подтягиваться под нагрузкой.

Рисунок 8

В этом случае стержень болта растягивается осевой силой, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе. Нап­ряжения растяжения от силы затяжки:

_р=4∙F/πd₁² .

Напряжения кручения от момента в резьбе:

_кр =T_p/W_p=0,5F_зат∙d₂∙tg(φ+ρ¹)/0,2d₁³.

Прочность болта определяют по эквивалентному напряжению:

Вычисления показывают, что для стандартных резьб σ_экв=1,3σ. Это позволяет рассчитывать прочность болтов по упрощенной формуле:

σ_экв=1,3F_зат/(πd₁²/4).

Тогда для проектировочного расчета

Случай 3. Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в стыке. Рассмотрим данный случай более подробно.

Расчет на прочность стержня призонного и обычного болта в болтовых

соединениях, нагруженных поперечной силой

Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке. Конструкция может быть выполнена в двух вариантах: болт поставлен с зазором (обычный болт); болт поставлен в отверстие без зазора (призонный болт).

Вариант 1. Болт поставлен с зазором

При этом внешнюю нагрузку уравновешивают силами трения в стыке, которые образуются от затяжки болта

F_r≤F_тр=F_зат∙f

Обычно, во избежание случайного сдвига деталей, вводят коэффициент К запаса сцепления (значение К=1,2…2,0). Тогда требуемая сила затяжки

F_зат=k∙F_r/f ,

где f-коэффициент трения в стыке.

Рисунок 9

Прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению:

σ=1,3F_зат∙4/πd₁²≤[σ]

Для проектировочного расчета:

Вариант 1. Болт поставлен с зазором

В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим беззазорную посадку. Такой болт рассчитывают на срез стержня:

τ_ср=4F_r/πd₀²≤[τ_ср];

Поперечная сила F_r вызывает также смятие на поверхностях контакта болтов со стенками отверстий. Закон распределения напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта болта трудно установить точно. Поэтому эпюру действительного распределения напряжений заменяют условной с равномерным распределением напряжений по поверхности контакта. Расчет на смятие призонных болтов ничем не отличается от расчета заклепочных соединений (см.ниже).

Заклепочные соединения

Заклепка представляет собой сплошной или полый стержень круглого сечения с головками на концах, одну из которых, называемую закладкой, выполняют на заготовке заранее, а вторую, называемую замыкающей, формируют при клепке (осадке). Заклепочные соединения образуют постановкой заклепок в совмещенные отверстия соединяемых элементов и расклепкой с осаживанием стержня.

Основными материалами склепываемых деталей являются малоуглеродистые стали Ст.0, Ст.2, Ст.3, цветные металлы и их сплавы. Требования к материалу заклепки:

1. Высокая пластичность для облегчения процесса клепки;

2. Одинаковый коэффициент температурного расширения с материалом деталей во избежание дополнительных температурных напряжений в соединении при колебаниях температуры.

3. Однородность с материалом склепываемых деталей для предотвращения появления гальванических токов, сильно разрушающих соединения.

Рисунок 10

Расчет на прочность основан на следующих допущениях:

- силы трения на стыке деталей не учитывают, считая, что вся нагрузка передается только заклепками;

- расчетный диаметр заклепки равен диаметру отверстия d₀;

- нагрузки между заклепками распределяются равномерно.

Рассмотрим простейший заклепочный шов - однородный односрезный внахлестку. При нагружении соединения силами F, листы стремятся сдвинуться относительно друг друга. Запишем условие прочности заклепки на срез (разрушение стержня заклепки нахлесточного соединения происходит по сечению, лежащему в плоскости стыка соединяемых деталей)

,

Рисунок 11

отсюда требуемый диаметр заклёпки:

В зонах контакта боковых поверхностей заклепки с листами происходит сжатие материалов. Давление в зоне контакта называют напряжением смятия. Считая, что эти напряжения равномерно распределены по площади смятия, запишем условие прочности

Здесь А_см - площадь смятия, условно равная площади проекции поверхности

контакта на плоскость, перпендикулярную действующей силе;

[σ]`_см -допускаемое напряжение на смятие для менее прочного из контактирующих материалов.

Рассмотрим многорядное двухсрезное заклепочное соединение с двумя накладками.

Рисунок 12

,

где i - число плоскостей среза одной заклепки;

z-число заклепок.

Лекция 6

Расчет на прочность группы болтов. Допущения при расчете группы

болтов.

Расчет сводится к определению расчетной нагрузки для наиболее нагруженного болта. Затем, этот болт рассчитывают на прочность по формулам одного из случаев, рассмотренных выше.

Допущения при расчете группы болтов:

- стык при работе сохраняет прямолинейную форму поверхности;

- болты располагаются симметрично относительно не менее, чем двух осей;

- все болты в группе имеют одинаковый диаметр, длину и затяжку.

Расчет на прочность группы призонных и обычных болтов,

нагруженных поперечной силой и вращающим моментом,

действующими в плоскости стыка

В данном разделе рассматриваются два случая.

Случай 1. Группа болтов нагружена моментом, действующим в плоскости

стыка.

а) болты призонные:

z₁ - число болтов, расположенных на радиусе r₁;

T₁- часть момента , воспринимаемого болтами z₁.

Допускают, что нагрузки на болты распределяются прямо пропорционально их расстоянию до центра симметрии стыка. В расчетах принимают, что

r₁<r₂<…<r_n ,

Рисунок 13

Тогда

T=T₁+T₂+…+T_n=F₁∙r₁∙z₁+F₂∙r₂∙z₂+…+F_n∙r_n∙z_n.

Используя соотношение

,

получаем

б) Болты обычные

Для нормальной работы

T_f ≥T∙k

T_f=F_зат∙r₁∙f∙z₁+F_зат∙r₂∙f∙z₂+…+F_зат∙r_n∙f∙z_n≥T∙k

По этой нагрузке определяется d₁ из условия прочности на растяжение с учетом закручивания болта при затяжке.

Случай 2. Группа болтов нагружена моментом сил и усилием, действующим в плоскости стыка

а) болты призонные:

Переносим силу в центр тяжести стыка

T=F∙l; F

Нагрузка на болт от действия силы F:

Нагрузка на наиболее удаленный болт от действия Т:

Полная нагрузка на болт

По этой нагрузке определяется диаметр стержня болта из условия прочности на срез и смятие.

б) Болты обычные

Усилие затяжки для противостояния силе F:

F_f=z∙F_зат∙f ≥ F∙k;

Усилие затяжки для противостояния моменту Т:

Т

Полная нагрузка на болт:

По этой нагрузке определяется внутренний диаметр болта из условия прочности на растяжение с учетом закручивания болта при затяжке

Лекция 7

Расчет на прочность группы предварительно затягиваемых болтов,

нагружаемых внешней продольной силой, с учетом податливости

деталей соединения

Затяжка болта должна обеспечить герметичность соединения или не раскрытие стыка под нагрузкой. Задача о распределение нагрузки между элементами такого соединения статически неопределима и решается с учетом деформаций этих элементов. Для решения задачи стягиваемые детали заменим эквивалентными по жесткости втулками, а внешнюю нагрузку приложим к верхнему и нижнему торцам втулок симметрично относительно оси болта.

Обозначим: F_зат - сила затяжки болта; F_вн = R/z- внешняя нагрузка соединения, приходящаяся на один болт. При затяжке болтового соединения происходит растяжение болта и сжатие стягиваемых деталей. После приложения внешней нагрузки к затянутому соединению болт дополнительно растянется на некоторую величину ∆, а величина деформации сжатия деталей уменьшится на ту же величину.

По закону Гука

Отношение

называется податливостью. Податливость – это деформация, вызванная единичной силой.

Жесткость (величина обратная податливости) - сила, вызывающая единичную деформацию ( ):

.

Податливость болта равна сумме податливостей его участков:

4

При определении податливости деталей полагают, что деформации от гайки и головки болта распространяются вглубь деталей по конусам, которые называются конусами влияния. Приравнивая объем этих конусов к объему цилиндра, находим диаметры заменяющих цилиндров влияния. Угол α принимают в пределах 30₀...45⁰.

Рисунок 14

]

Если обозначить χ коэффициент внешней нагрузки (учитывает приращение нагрузки болта в долях от силы F_вн), то дополнительная нагрузка болта равна χ∙F_вн, а уменьшение затяжки стыка (1-χ)∙F_вн. Значение коэффициента χ определяют по условию равенства дополнительных деформаций болта и деталей:

∆=χ∙F_вн∙λ_б=(1-χ)∙F_вн∙λ_д; χ∙λ_б=λ_д-χ∙λ_д =>

Или, переходя к жесткостям, имеем:

;

Расчётная нагрузка на болт:

,

т.к. С_д > С_б, то, исходя из опытов расчётов, принимают:

Расчётная нагрузка с учётом крутящего момента затяжки:

F_б.расч.=1,3∙F_зат+χ∙F_вн

Лекция 8

Расчет на прочность группы болтов, нагруженных усилием,

действующим в плоскости перпендикулярной стыку и проходящим

через одну из осей симметрии стыка

Клеммовые соединения

.

Лекция 9

Расчет на прочность сварных соединений

Сварные соединения — наиболее совершенные и прочные среди неразъемных соединений. Они образуются под действием сил молекулярного сцепления, возникающих в результате сильного местного нагрева до расплавления деталей в зоне их соединения или нагрева деталей до пластического состояния с применением механического усилия.

Основные недостатки сварочных соединений: наличие остаточных напряжений из-за неоднородного нагрева и охлаждения; возможность коробления деталей при сваривании (особенно тонкостенных); возможность существования скрытых дефектов(трещин, шлаковых включений, непроваров), снижающих прочность соединений.

Виды сварки весьма разнообразны. Наиболее широко распространена электрическая сварка. Различают два основных вида электросварки: дуговую и контактную. По виду используемого источника теплоты имеется также газовая сварка. По способу защиты материала в зоне сварки применяют сварку в аргоне, под флюсом, в вакууме и т.д. По степени механизации различают ручную, полуавтоматическую и автоматическую сварку.

В зависимости от расположения свариваемых деталей различают следующие виды соединений: стыковые, нахлесточные, тавровые и угловые.

а) Стыковые при различной подго- б) Нахлесточные соединения

товке кромок (фланговые, лобовые, комбин.)

Рисунок 15

а) Тавровые соединения б) Угловые соединения

Рисунок 16

Стыковые швы на прочность рассчитывают по номинальному сечению соединяемых элементов без учета утолщения швов. Для расчета швов используются те же зависимости, что и для целых элементов.

Напряжения растяжения (сжатия)

Рисунок 17

Допускаемое напряжение в сварных швах отмечают штрихом.

Напряжения от изгибающего момента в плоскости соединяемых элементов

Рисунок 18

Напряжение от изгибающего момента в плоскости соединяемых элементов и рас­тягивающей (или сжимающей) силы

Рисунок 19

Нахлесточные соединения, как правило, выполняют угловыми швами. Угловые швы по расположению относительно нагрузки разделяют на: поперечные или лобовые, расположенные перпендикулярно направлению силы; продольные или фланговые, расположенные параллельно направлению силы; косые, расположенные под углом к направлению силы; комбинированные, представляющие собой сочетание перечисленных швов.

Разрушение угловых швов происходит по наименьшему сечению, совпадающему с биссектрисой прямого угла. Расчетная толщина шва k∙sin45^o=0,7k. Угловой шов испытывает сложное напряженное состояние. Однако в упрощенном расчете такой шов условно рассчитывают на срез.

Рисунок 20

L - общая длина шва.

Допускаемые напряжения зависят от величины допускаемого напряжения основного материала.

В зависимости от способа сварки, качества и марки электродов φ=0,8... 1; φ₁=0,6...0,8.

F₁∙a₁-F₁∙a₂=0

Рисунок 21

Все угловые швы рассчитывают только по касательным напряжениям независимо от их расположения к направлению нагрузки. Комбинированные соединения лобовыми и фланговыми швами рассчитывают на основе принципа распределения нагрузки пропорционально несущей способности отдельных швов.

Если соединяемая деталь асимметрична, то расчет прочности производят с учетом нагрузки, воспринимаемой каждым швом. Например, к листу приварен уголок, равнодействующая нагрузка проходит через центр тяжести поперечного сечения уголка и распределяется по швам обратно пропорционально плечам a_l и а₂. Соблюдая условие равнопрочности, швы выполняют с различной длиной. ;

,

При нагружении соединения с лобовым швом моментом сил в плоскости стыка

;

Рисунок 21

Соединения в тавр, нагруженные изгибающим моментом, рассчитывают как консольные, но с учетом особенностей сварки. В случае приварки балки без скоса кромок, сварные швы, как и все угловые, рассчитывают по касательным напряжениям. Расчетный момент сопротивления выражается через параметры опасных сечений сварных швов:

;

Если балка приварена со скосом кромок, то швы рассчитывают по нормальным напряжениям.

;

Рисунок 22

Лекция 10

Расчет соединений с гарантированным натягом (прессовых)

Соединение деталей с натягом относят к напряженным соединениям, в которых натяг создается за счет разности посадочных размеров соединяемых деталей. Основное назначение соединения - передача крутящего момента и осевого усилия от одной детали к другой посредством сил трения.

Нагрузочная способность прессового соединения, прежде всего, зависит от

величины натяга. Натягом называют положительную разность диаметров вала и отверстия. После сборки вследствие упругих и пластических деформаций диаметр посадочных поверхностей становится общим. При этом на поверхности посадки возникают удельное давление и соответствующие ему силы трения.

Сборку прессового соединения выполняют одним из трех способов: прессованием; нагревом втулки; охлаждением вала. Прессование - распространенный и несложный способ сборки. Однако этому способу свойственны недостатки: смятие и частичное срезание (шабровка) шероховатостей посадочных поверхностей. Это приводит к ослаблению прочности соединения до полутора раз по сравнению со сборкой нагревом или охлаждением.

Шабровка поверхностей контакта отсутствует при сборке по методу нагревания втулки (до 300°) или охлаждения вала (обычно до -150º) в жидком азоте или подобной среде. Выбор способа зависит от соотношения масс и конфигурации деталей. Обычно охлаждение экономичнее, т.к. охватываемая деталь имеет меньшую массу. Кроме того, кратковременное охлаждение не приводит к изменению структуры материала и сохраняет эффекты предшествующей термообработки детали.

Расчет прочности соединения. Условие прочности соединения при нагружении осевой силой:

,

где р - давление на поверхности кон­такта;

К = 1,5... 2 - коэффициент запаса.

Условие прочности при нагружении крутящим моментом:

При совместном действии осевой силы и крутящего момента:

F_t=2T/d - окружная сила.

По теории расчета толстостенных цилиндров удельное давление на поверхности контакта связано с натягом зависимостью:

,

где N – расчётный натяг; С₁ и С₂ – коэффициенты:

,

E_i и μ_i – модули упругости и коэффициенты Пуассона материалов вала и втулки:

для стали E≈2,15∙10⁵ МПа и μ≈0,3

для чугуна E≈1,3∙10⁵ МПа и μ≈0,25

для бронзы E≈1,05∙10⁵ МПа и μ≈0,33

При расчете прочности соединения расчетный натяг определяют по минимальному табличному или вероятностному натягу с поправкой на срезание и сглаживание шероховатости поверхности при запрессовке (если сборку выполняют нагреванием или охлаждением, U=0):

N=N_min-U; U=1,2∙(R_z1+R_z2)

где R_z1 и R_z2 - высоты шероховатостей посадочных поверхностей. Наиболее распространенные значения 6,3.. .3,2 мкм.

Точное значение коэффициента трения может быть определено только испытаниями при заданных конкретных условиях. В приближенных расчетах принимают f=0,08...0,1 - сборка прессованием; f=.0,12...0,14 -сборка с нагревом или охлаждением.

Расчет по наименьшему табличному натягу приводит в большинстве случаев к чрезмерно большим запасам прочности соединения. Поэтому в массовом производстве выгодно применять вероятностные методы расчета, допуская ту или иную вероятность отказа. В индивидуальном производстве целесообразно проверять расчет по замеренному натягу.

Нагрузочная способность прессового соединения может быть увеличена за счет повышения коэффициента трения между деталями. Осаждение в процессе химического никелирования на поверхности вала тонкого слоя из частиц карбида бора В4С или карбида кремния SiO повышает коэффициент трения в соединении с натягом до 0,7 благодаря эффекту «микрозацепления».

Соединение посадкой на конус. Такие соединения применяют для закрепления деталей на концах валов. Давление на конической поверхности образуется в результате затяжки гайки. В отличие от прессового соединения легко монтируется и демонтируется без применения пресса.

Рисунок 23

Обычно принимают стандартную конусность 1:10. При этом угол конуса α=2º52`40``; коэффициент трения 0,11...0,13=f. Полагая, что равнодействующая нормальных давлений и сил трения располагаются по окружности среднего диаметра соединения получим:

Если это условие не соблюдается, соединение усиливают шпонкой.

Шпоночные, штифтовые, профильные и шлицевые соединения

Для передачи вращающего момента от вала к ступице и наоборот применяют шпонки и шлицевые соединения. Шпонка устанавливается в пазах двух соприкасающихся деталей. В машиностроении применяют ненапряженные соединения, осуществляемые призматическими или сегментными шпонками и напряженные соединения, осуществляемые клиновыми шпонками. Призматические шпонки выполняют прямоугольного сечения с плоскими или скругленными концами. Основным расчетом для соединений с призматическими шпонками является условный расчет на смятие.

Соединение призматической шпонкой

а – шпонка со скруглёнными концами;

б – шпонка с плоскими концами:

Рисунок 24

Рисунок 25

,

где t -глубина врезания шпонки в ступицу;

рабочая длина шпонки l_p =1-b.

Если условие прочности не выполняется, то соединение образуют с помощью двух шпонок, установленных под углом 120 или 180 градусов.

Условие прочности на срез стандартных шпонок обеспечено при стандартизации. При проектировании соответствующая проверка не требуется.

Сегментные шпонки имеют более глубокую посадку и не перекашиваются под нагрузкой, они взаимозаменяемы. Однако глубокий паз существенно ослабляет вал.

Рисунок 26

Сегментные шпонки характеризуются двумя основными параметрами: шириной b и диаметром заготовки d₁. Высоту шпонки h выбирают около 0,4d₁. Длина шпонки близка к d₁.

Клиновые шпонки представляют собой клинья с уклоном 1:100. В отличие от призматических, у клиновых шпонок рабочими являются широкие грани, а на боковых гранях имеется зазор.

Клиновые шпонки создают напряженное соединение, способное передавать вращающий момент, осевую силу и ударные нагрузки. Однако они вызывают радиальные смещения оси ступицы по отношению к оси вала на величину радиального посадочного зазора и контактных деформаций, а следовательно, увеличивают биение насаженной детали. Поэтому область применения клиновых шпонок в настоящее время резко сократилась.

Шлицевые соединения.

Шлицевое соединение условно можно рассматривать как многошпоночное, у которого шпонки выполнены за одно целое с валом. Их применяют для неподвижного и подвижного соединения валов со ступицами деталей. По сравнению со шпоночными соединениями они имеют меньшие радиальные габариты, высокую несущую способность, взаимозаменяемы и обеспечивают хорошее центрирование деталей. По форме поперечного сечения различают три типа соединений: прямобочные, эвольвентные и треугольные.

Основные типы зубчатых соединений:

а — прямобочное; б — эвольвентное; в — треугольное

Рисунок 27

Соединения с прямобочными зубьями наиболее распространены в машиностроении. В зависимости от числа зубьев и их высоты стандартом предусмотрены три серии соединений для валов с диаметром от 23 до 125 мм. Соединения с треугольными зубьями применяют преимущественно в приборостроении при малых радиальных габаритах. Условие прочности по допускаемым напряжениям имеет вид

Здесь d_m- средний диаметр соединения;

z - число зубьев;

h- высота зуба;

l - длина поверхности контакта зубьев;

ψ = 0,7- 0,8 - коэффициент, учитывающий концентрацию контактных давлений на краях соединения.