Показатели циклической прочности основных сварных соединений 3 страница

2.7. Шпоночные, штифтовые и шлицевые соединения. Сравнительная характеристика и области применения.

Шпоночные соединения

Шпоночное соединение - соединение вала с надетой на него деталью при помощи шпонки. Для установки шпонки на валу и в детали должны быть пазы, расположенные в осевом направлении. Шпоночные соединения применяют для передачи крутящего момента с вала на втулку или наоборот. Этот вид соединения не обеспечивает точную посадку деталей и не позволяет передавать большие крутящие моменты, однако в связи с низкой стоимостью и простотой изготовления широко распространен.

Шпоночные соединения подразделяют на ненапряженные, осуществляемые призматическими (рис. 22, а), сегментными (рис. 22, 6) или цилиндрическими (рис. 22, г) шпонками, и напряженные, осуществляемые клиновыми (рис. 22, в) шпонками.

 

а. Призматическая шпонка. б. Сегментная шпонка.

 

 

в. Клиновая шпонка г. Цилиндрическая шпонка.

Рис. 22. Шпоночные соединения.

 

Различают неподвижные и подвижные шпоночные соединения. В неподвижных соединениях ступицы не могут перемещаться по валу в осевом направлении, у подвижных соединений ступицы могут перемещаться по валу; в этом случае используют достаточно длинные направляющие шпонки, которые крепятся к валу винтами, В машиностроении основное распространение имеют ненапряженные неподвижные шпоночные соединения как более простые в изготовлении.

В напряженных шпоночных соединениях используют клиновые шпонки; они вызывают радиальное смещение ступиц относительно валов, что приводит к появлению дисбаланса; клиновые шпонки в настоящее время применяют редко и поэтому здесь не рассматриваются.

Соединения призматическими шпонками. Эти соединения (см. рис. 22, а) наиболее широко применяют в машиностроении; призматические шпонки стандартизированы и их размеры выбирают по ГОСТ 23360-78.

Достоинства соединений призматическими шпонками: простота конструкции и низкая стоимость.

Недостатки: вал и ступица ослаблены шпоночными пазами; в зоне шпоночного паза возникает концентрация напряжений, что снижает усталостную прочность деталей соединений; трудно обеспечить их взаимозаменяемость, последнее вызывает необходимость ручной подгонки или подбора шпонки по пазу; малонадежная работа соединений при действии ударных, реверсивных и циклических нагрузок.

Шпонки общемашиностроительного назначения обычно изготавливают из углеродистых сталей 45 и 50 светлого проката или чистотянутых профилей. В сильно нагруженных соединениях применяют шпонки из легированных сталей, например, из стали 40Х с термической обработкой до твердости 35-45 НRС_Э.

Ширину b и высоту h обыкновенных призматических шпонок (рис. 22, а; 23, а, б) выбирают по ГОСТ 233460-78 в зависимости от посадочного диаметра d соединения. Концы шпонок могут быть плоскими (рис. 23, а) или скругленными (рис. 23, б); шпонки со скругленными концами применяют чаще.

Глубина врезания шпонки в ступицу k = 0,43 h при d < 40 мм и k @ 0,4 h при d ≥ 40 мм. В расчетах приближенно принимают заглубление шпонки в вал t ₁ ≈ 0,6 h, а в ступицу k = 0,4 h (см. рис. 22, а). Обычно призматические шпонки вставляют в паз вала с натягом без дополнительного крепления, а в паз ступицы — с небольшим зазором.

Рис. 23. Виды наиболее часто применяемых шпонок: а — призматические с плоскими торцами; б — призматические с закругленными торцами; в — сегментные; г — цилиндрические.

Осевое фиксирование шпонки на валу наиболее просто осуществляют применением глухого паза, изготовляемого концевой (пальцевой) фрезой (рис. 24, а). Предпочтительно изготовление шпоночного паза на валу дисковой фрезой (рис. 24, б), при этом достигается более высокая точность выполнения размера b шпоночного вала и меньшая концентрация напряжений; однако осевая фиксация шпонки менее надежна. Пазы в ступице выполняют долблением (строганием) или протягиванием одношлицевой протяжкой.

 

Рис. 24.Шпоночные пазы в валу, изготовленные: а — концевой (пальцевой) фрезой; б — дисковой фрезой.

 

Для упрощения расчетов считают, что напряжения смятия (давление) σ_см распределены равномерно по площади контакта боковых граней шпонок и шпоночных пазов, а плечо равнодействующей этих напряжений равно 0,5d (где d — диаметр вала). Давлением на рабочих поверхностях шпонок и пазов, возникающим при посадке шпонок в паз вала с натягом, пренебрегают. При этих упрощениях напряжения смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице и на валу находят по формуле

σ_см = , а условие прочности записывают в виде £ [σ]_см

где Т — вращающий момент, Н*м; d — посадочный диаметр, мм; l _р— рабочая длина шпонки (см. рис. 23), мм; k —глубина врезания шпонки в ступицу, мм; [σ ]_см = σ _т / S — допускаемые напряжения смятия для более слабого материала шпонки, вала или ступицы, МПа; σ _т — предел текучести, МПа; S —коэффициент запаса.

При нереверсивной нагрузке, мало изменяющейся по величине, принимают коэффициент запаса S = 1,9...2,3, а при частых пусках и остановках — S = 2,9...3,5; при реверсивной нагрузке коэффициент запаса повышают на 30 %.

Если вал и ступица выполнены из стали, а шпонка — из наиболее часто применяемой чистотянутой стали 45, то принимают σ _т = 350 МПа. В случае применения для ступиц других материалов необходимо соответственно изменять предел текучести, например, если ступица выполнена из серого чугуна СЧ 20, а вал и шпонка стальные, то принимают σ _т =130 МПа.

Соединения сегментными шпонками. Сегментные шпонки (рис. 22, б и 23, в) по ГОСТ 24071-80 распространены меньше призматических; их применяют при серийном и более крупном масштабах производства.

Для сегментных шпонок пазы на валах обрабатывают дисковыми, калиброванными по ширине b фрезами с точностью и производительностью большей, чем для призматических шпонок. Шпонки изготовляют из чистотянутых сегментных профилей. Паз в ступице получают так же, как₅в соединениях с призматическими шпонками, долблением (строганием) или протягиванием одношлицевой протяжкой.

Достоинствами соединений с сегментными шпонками являются: простота конструкции; взаимозаменяемость и технологичность (вследствие высокой точности изготовления не требуется ручной подгонки или подбора шпонки по пазу); устойчивое положение шпонки в глубоком пазу вала исключает возможность ее перекоса (выворачивания).

Недостатки: необходимость глубокой канавки под шпонку на валу ослабляет вал, а малая длина шпонок ограничивает нагрузочную способность соединения.

Сегментные шпонки характеризуются двумя основными параметрами (рис. 22, б; 23, в): шириной b и диаметром заготовки D. При том же посадочном диаметре соединения d ширину b и глубину k врезания в ступицу выбирают так же, как для призматических шпоночных соединений. Высота шпонки h ≈ 0,4 D, длина l ≈ D и расчетная длина l _р ≈ l.

Рассчитывают соединения с сегментными шпонками так же, как соединения с призматическими шпонками, т. е. по напряжениям смятия.

Цилиндрические шпонки. Цилиндрические шпонки (штифты) по ГОСТ 3128-70 и 12207-79 применяют при свободном доступе к торцу соединения (рис. 22, г и 23, г). Отверстия под эти шпонки параллельны оси вала и обрабатывают их после сборки вала и ступицы (половина отверстия сверлится на валу и половина — в ступице), обеспечивая посадку шпонки в отверстие с натягом. Диаметр d_ш и расчетную длину шпонки l _р в первом приближении принимают d_ш ≈ (0,13...0,1 6)d, l _р ≈ (3...4) d_ш, где d — диаметр вала (посадочный диаметр соединения).

Установка нескольких шпонок в одном соединении увеличивает несущую способность соединения практически пропорционально числу установленных шпонок благодаря тому, что совместная обработка отверстий для шпонок на валу и в ступице обеспечивает равномерное распределение нагрузки между шпонками. Необходимое число шпонок z_ш определяют из условия прочности рабочих поверхностей на смятие. Действующие напряжения смятия на цилиндрической поверхности шпонок диаметром d_ш определяют с учетом неравномерности распределения напряжений смятия (серповидная эпюра).

При нагружении соединения вращающим моментом Т число цилиндрических шпонок z_ш, необходимых для передачи этого момента соединением, равно

z_ш = (16Т*1000) / (πd d_ш l _р[σ ]_см),

где Т — в Н*м; d, d_ш и l _р — в мм; [σ]_см — в МПа.

В связи с более точной расчетной схемой для цилиндрических шпонок [σ]_см можно увеличить на 25...30% по сравнению с допускаемыми напряжениями смятия для призматических шпонок.

Шлицевые соединения

Шлицевое (зубчатое) соединение - соединение вала (охватываемой поверхности) и отверстия (охватывающей поверхности) с помощью шлицов (зубьев) и впадин (пазов) радиально расположенных на поверхности. Обладает большой прочностью, обеспечивает соосность вала и отверстия, возможностью осевого перемещения детали вдоль оси.

Шлицевые соединения отличаются от шпоночных большей прочностью при переменных и ударных нагрузках, возможностью передачи значительных усилий и точным центрированием деталей. Несмотря на высокую стоимость, шлицевые соединения широко применяют как для неподвижных, так и для подвижных (с осевым перемещением) соединений.

Классификация:

· По форме профиля (шлицев) зубьев:

ü прямобочные;

ü эвольвентные;

ü треугольные.

· По передаваемой нагрузке:

ü Лёгкая серия;

ü Средняя серия;

ü Тяжёлая серия.

· По способу центрирования сопрягаемых деталей:

ü по наружному диаметру зубьев;

ü по внутреннему диаметру зубьев;

ü по боковым поверхностям зубьев.

· По степени подвижности:

ü подвижное;

ü нормальное;

ü неподвижное.

Шлицевое соединение можно представлять как многошпоночное, у которого шпонки выполнены за одно целое с валом. Шлицевые соединения по сравнению со шпоночными обладают значительными преимуществами, а именно: меньшее число деталей в соединении, значительно большая нагрузочная способность за счет большей площади контакта рабочих поверхностей вала и ступицы, меньшая концентрация напряжений в материале вала и ступицы, лучшее центрирование соединяемых деталей и более точное направление при осевом перемещении, высокая надежность при динамических и реверсивных нагрузках. Эти преимущества обеспечили широкое распространение шлицевых соединений в автомобильной, тракторной, станкостроительной и других отраслях промышленности.

Недостаток шлицевых соединений — высокая трудоемкость и стоимость их изготовления.

Шлицы на валах чаще всего выполняют фрезерованием дисковой фасонной фрезой (методом деления), или червячной шлицевой фрезой на шлицефрезерном станке (методом обкатки); отделочные операции выполняют на шлицешлифовальных станках. Шлицевание отверстий в ступицах деталей обычно выполняют пшицевыми протяжками на протяжных станках.

Основные типы шлицевых соединений показаны на рис. 25. Первые два типа шлицевых соединений стандартизованы.

Наибольшее распространение имеют соединения шлицевые прямобочные, размеры и допуски которых регламентированы ГОСТом. Эти соединения применяют, например, для посадки подвижных и неподвижных зубчатых колес на валы в коробках передач металлорежущих станков. Стандарт предусматривает прямобочные шлицевые соединения трех серий: легкой, средней (обе с числом зубьев от 6 до 10) и тяжелой (с числом зубьев от 10 до 20), отличающихся друг от друга высотой зубьев и, следовательно, нагрузочной способностью.

Рис. 25 Основные типы шлицевых соединений: прямобочное (а), эвольвентное (б), треугольное (б).

 

Прямобочные шлицевые соединения выполняют с центрированием (рис. 26): по боковым сторонам зубьев (а), по наружному диаметру (б), по внутреннему диаметру (в). Центрирование по боковым сторонам зубьев обеспечивает более равномерное распределение нагрузки между зубьями и поэтому его применяют при ударных и реверсивных нагрузках (например, в карданных валах); центрирование по наружному или внутреннему диаметрам обеспечивает более высокую соосность вала и ступицы. Метод центрирования имеет прямое отношение к технологии изготовления деталей соединения, причем наиболее технологично центрирование по наружному диаметру, применяемому при невысокой твердости внутренней поверхности ступицы (Н < 350 НВ). В этом случае шлицевое отверстие обрабатывают протяжкой, а посадочную поверхность вала шлифуют. При высокой твердости посадочной поверхности ступицы и вала рекомендуется центрирование по внутреннему диаметру. В этом случае после термообработки посадочные поверхности ступицы и вала шлифуют соответственно на внутришлифовальном и шлицешлифовальном станках.

Рис. 26. Центрирование прямобочных шлицевых соединений.

 

Более совершенны, но пока менее распространены, шлицевые эвольвентные соединения с углом профиля 30°, размеры, допуски и измеряемые величины которых установлены ГОСТ 6033—80. Эвольвентные шлицевые соединения по сравнению с прямобочными более технологичны, так как шлицевые валы можно нарезать червячными фрезами с прямолинейным профилем, а шлицевые ступицы большого размера нарезать долбяками на зубодолбежных станках. Кроме того, эвольвентные шлицевые соединения обладают большей нагрузочной способностью, так как их зубья утолщаются к основанию и имеют значительно (до двух раз) меньшую концентрацию напряжений за счет закруглений у основания зубьев. Основные стандартные параметры эвольвентного соединения (рис. 25, б): номинальный диаметр Д угол профиля α = 30°, модуль т, диаметр делительной окружности d = mz, где z — число зубьев. Стандарт предусматривает номинальные диаметры от 4 до 500 мм, модули от 0,5 до 10 мм и числа зубьев от 6 до 82.

Соединения с эвольвентными зубьями выполняют с центрированием по боковым поверхностям зубьев и реже по наружному диаметру; допускается применять центрирование по внутреннему диаметру. При центрировании по боковым поверхностям зубьев и при плоской форме дна впадины высота зубьев вала и втулки равна модулю, т. е. h = Н = т, а рабочая высота профиля (с учетом зазоров и фасок) приблизительно равна 0,8 т.

Эвольвентные зубья, как и прямобочные, можно применять в подвижных и неподвижных соединениях.

Соединения шлицевые треугольные не стандартизованы и применяются как неподвижные при тонкостенных ступицах, пустотелых валах, стесненных габаритах деталей и сравнительно небольших вращающих моментах. Центрирование соединения выполняется по боковым поверхностям зубьев. Треугольные шлицевые соединения бывают цилиндрическими и коническими.

Расчет шлицевых соединений. Основными критериями работоспособности шлицевых соединений являются сопротивление рабочих поверхностей зубьев смятию и изнашиванию. Расчет прямобочных шлицевых соединений регламентирован ГОСТом, согласно которому нагрузочная способность соединения определяется как меньшее из двух значений, полученных по расчету на смятие и на износ. Соединения типа муфт, нагруженные только вращающим моментом, на износ не рассчитывают.

Расчет на смятие производится по условию

σ = 2 Т / (d _ср S _см) £ [σ] _см

где Т — вращающий момент; d _ср = (D + d) / 2— средний диаметр шлицевого соединения; S _см— площадь смятия; [σ] _см — допускаемое среднее давление из расчета на смятие.

Для прямобочного соединения S _см = h_p l z, где h_p — рабочая высота зубьев; l — длина ступицы, z — число зубьев.

Допускаемое среднее давление из расчета на смятие

[σ] _см = σ _т / ([ s ] К _см K_g)

где [ s ] = 1,25...1,4 — допускаемый коэффициент запаса прочности (верхнее значение для закаленных рабочих поверхностей); К _см— общий коэффициент концентрации нагрузки, определяемый по таблицам стандарта (грубо ориентировочно 4...5); K_g = 2...,2,5 — коэффициент динамичности нагрузки при реверсировании без ударов (верхнее значение для незакаленных поверхностей).

Допускаемое среднее давление из расчета на износ определяется по таблицам стандарта.

Расчет шлицевых эвольвентных соединений на смятие ведется по формуле

σ _см = 2 Т / (d S _см) £ [σ] _см,

где d = mz — диаметр делительной окружности; т — модуль соединения, z — число зубьев; S _см = h_p l z — условная площадь смятия; h_p = 0,8 m — рабочая высота зубьев; l — длина ступицы.

Допускаемое напряжение смятия устанавливают в зависимости от характера соединения (подвижное, неподвижное), условий эксплуатации, термообработки и других факторов. Для подвижных соединений [σ]_см = 3...70 МПа, для неподвижных [σ] _см = 35...200 МПа (нижние значения для ударной нагрузки).

2.8. Клиновые, клеммовые, профильные и конусные соединения. Характеристика, классификация и области применения. Достоинства и недостатки соединения.

Клиновые соединения

Клиновым называется разъемное соединение составных частей изделия с применением детали, имеющей форму клина. Клиновые соединения подразделяют на установочные (рис. 27, а), предназначенные для регулирования и установки нужного взаимного положения деталей, и силовые (рис. 27, б, в), предназначенные для прочного скрепления деталей. Клиновые соединения применяют, например, для регулирования положения подшипников валков прокатных станов, для соединения штока с ползуном в паровых машинах или насосах, соединения протяжек с патроном протяжного станка; рассмотренные ранее соединения клиновыми и тангенциальными шпонками также можно отнести к числу клиновых соединений.

Достоинства клиновых соединений: простота и надежность конструкции, возможность создания и восприятия больших усилий, быстрота сборки и разборки соединения.

Недостатки: значительное ослабление сечений соединяемых деталей пазами под клинья, нетехнологичность этих пазов и концентрация напряжений, что существенно сократило область применения клиновых соединений в современных конструкциях.

Силовые клиновые соединения бывают ненапряженные, вкоторых нет напряжений до приложения внешней силы F (рис. 27, б), и напряженные, в которых осуществляется предварительный натяг силой Q (рис. 27, в, где натяг осуществляется с помощью буртика на стержне). Ненапряженные соединения применяют при постоянных односторонних нагрузках, напряженные — при знакопеременных нагрузках. Для обеспечения самоторможения соединения необходимо, чтобы угол скоса клина был меньше удвоенного угла трения, т. е. α < 2< φ.

Рис. 27. Клиновые соединения.

 

Критерием работоспособности клинового соединения является прочность. В клиновых соединениях рассчитывают стержень по ослабленному сечению и хвостовую часть стержня на срез, поверхность контакта клина со стержнем и втулкой на смятие и клин на изгиб; расчетная схема клина на изгиб показана на рис. 27, б.

Напряженное клиновое соединение рассчитывают так же, как ненапряженное, но по расчетной нагрузке F _p= 1,25 F.

Клеммовые соединения

Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей типа кривошипов, рычагов и т. п. на валах, осях и других круглых стержнях.

По конструкции различают два типа клеммовых соединений: со ступицей; имеющей прорезь (рис 28, а), и с разъемной ступицей (рис. 28, б). Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом становится возможным устанавливать клемму на любую часть вала независимо от формы и размеров соседних участков вала, а также без смятия других деталей, уже установленных на вал. После затяжки винтов 1 (рис. 28, а) и 2 (рис. 28, б) ступица 4 оказывается прижатой к валу 3, в соединении возникает давление р на поверхности контакта ступицы с валом и силы трения, которые позволяют нагружать клеммовые соединения как вращающими моментами, так и осевыми силами (а также поперечными силами и изгибающими моментами).

Достоинства клеммовых соединений: простота монтажа и демонтажа; возможность перестановки и регулировки взаимного положения деталей (вала и клеммы) как в осевом, так и окружном направлениях.

Недостатки: малая несущая способность; нестабильность коэффициента трения и рассеяние нагрузочной способности.

Рис. 28. Клеммовые соединения: a — с прорезью; б — с разъемной ступицей.

 

При расчетах клеммовых соединений обычно определяют силу затяжки винтов, обеспечивающую необходимую силу прижатия клеммы к валу и передачу соединением заданной нагрузки, а затем определяют размер винтов в соответствии с методами расчета резьбовых соединений.

В приближенных расчетах как наиболее вероятный рассматривают следующий расчетный случай. Принимают, что детали клеммы 1 и 2 (рис. 29), обладают малой изгибной жесткостью и при затяжке винтов клемма прижимается к валу всей внутренней поверхностью отверстия в клемме. Возникшее после затяжки винтов давление р считается равномерно распределенным по поверхности контакта полуступиц 1 и 2 клеммы с валом (осью) 3. Равнодействующая давления на каждую полуступицу в таких предпосылках равна

F _N = 2 @ pdl,

где l — длина клеммы в осевом направлении; здесь пренебрегают отсутствием давления в месте разъема клеммы ввиду малости участка (на рис. 29 этот участок ограничен дугами окружностей с углом 2α₁,).

Суммарная нормальная к поверхности контакта вала с клеммой рила, которая определяет величину силы трения для каждой полуступицы клеммы, равна

F_NS. @ (π /2) pdl @ (π /2) F_N.

Условие прочности сцепления клеммы с валом при действии вращающего момента Т выражают в виде

2 F_NS.fd / 2 ≥ T или pfl d ² / 2 ≥ T,

а при действии, осевой силы

2 F_NS.f ≥ Fa или π pfl d ≥ Fa.

 

Рис. 29. Расчетная схема клеммового соединения.

 

Из равновесия сил, действующих на одну из полуступиц, следует 2 zF _зат = F_N; после подстановок сокращений получают необходимую силу затяжки F _затодного клеммового винта при действии на соединение вращающего момента Т:

F _зат ≥ Т / (πf d l z ),

а при действии осевой силы F_а

F _зат ≥ F_а / ( 2 πf z ),

где z— половина общего числа винтов, стягивающих полуступицы клеммы; f — коэффициент трения; d — диаметр вала соединения; l — длина клеммы в направлении оси соединения.

При расчете клеммовых винтов нужно учитывать, что они дополнительно нагружаются от вращающего момента Т, который действует на клеммовое соединение. Одна полуступица клеммы передает только половину полного вращающего момента, и винты одной стороны полуступицы клеммы дополнительно растягиваются действием половины момента, приходящегося на одну полуступицу, т. е. одной четвертью полного вращающего момента Т, которым нагружено соединение. Величину этой дополнительной растягивающей нагрузки на один клеммовый винт можно подсчитать по формуле

D F = T / (4 lz)

где l — расстояние между винтами (см. рис. 29).

При одновременном нагружении соединения вращающим моментом T и осевой силой F_a определение силы затяжки клеммового винта соединения приближенно можно проводить по равнодействующей сдвигающей силе

F_S =

подставляя в формулу F _зат значение F_S вместо F_a.

При расчете клеммовых соединений с прорезью (см. рис. 28, а) пренебрегают тем, что для выборки зазоров винты приходится затягивать сильнее, чем в клеммовых соединениях с прорезью. Иногда это учитывают, увеличивая 1,1-1,2 раза необходимую силу затяжки винтов. Распределение давления на поверхности контакта клеммы с валом так же, как и в случае клеммы с прорезью, принимают равномерным, тогда формулы для соединений с разъемной ступицей полностью применимы и для соединений с прорезью; только в этом случае под z понимают полное число винтов, стягивающих клеммовое соединение.

Профильные соединения

 

Профильные соединения применяют для передачи вращающего момента от вала к ступице. В профильных соединениях контакт вала и ступицы осуществляется по некруглой поверхности. Профильные соединения имеют в поперечном к оси соединения сечении плавный некруглый профиль поверхности контакта вала и ступицы; чаще применяют равноосные соединения треугольного профиля (рис. 30 и 31). Применяемый профиль, обладает свойством равноосности — постоянством диаметрального размера.

Профильные соединения в осевом направлении могут быть цилиндрическими (рис. 30) или коническими (рис. 31). Конические профильные соединения характеризуются большей легкостью съема, чем цилиндрические, но они сложнее в изготовлении и дороже. При повышенных требованиях к надежности, переменных и особенно реверсивных нагрузках применяют профильные соединения с натягом. К профильным соединениям можно отнести, например, соединение, изображенное на рис. 32, которое применяют для снижения концентрации напряжений. Для изготовления этого вида соединений не требуются специальные дорогие станки, как в случае применения равноосного профиля.

Рис. 30. Профильное соединение вал-ступица.

Достоинства профильных соединений: отсутствие концентраторов напряжений кручения; хорошее центрирование деталей соединения; повышенная надежность по критерию прочности соединения по сравнению с соединениями с натягом.

 

Рис. 31. Коническое профильное соединение.