Шпоночные и шлицевые соединения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Шпоночные и шлицевые соединения

Шпоночные и шлицевые соединения служат для угловой фиксации деталей на вращающихся осях и валах и для передачи крутящего момента. Крутящий момент в шпоночном или шлицевом соединении детали с вращающейся осью невелик - он равен моменту трения в опорах оси. В шпоночных или шлицевых соединениях деталей с валом крутящие моменты могут достигать значительных величин, поэтому необходим расчет на прочность этих соединений.

Большинство шпоночных и шлицевых соединений являются неподвижными, но есть и подвижные, допускающие относительное осевое перемещение детали и вала.

Конструктивные виды шпоночных соединений.

Основные виды шпоночных соединений можно разделить на напряженные и ненапряженные.

В напряженных шпоночных соединениях возникают напряжения смятия еще до приложения нагрузки. К таким соединениям относятся соединения клиновыми и цилиндрическими шпонками.

Соединение клиновой шпонкой показано на рис. 1.

Рис. 1

Верхняя поверхность шпонки выполнена с уклоном. С таким же уклоном должен быть выполнен паз на ступице детали, устанавливаемой на вал. Ширина пазов в ступице и на валу больше, чем ширина шпонки. Запрессовка шпонки приводит к заклиниванию детали на валу. Крутящий момент передается в основном силами трения, возникающими в соединении. Размеры шпонок стандартизованы.

К достоинствам такого соединения следует отнести большую его жесткость и отсутствие люфтов при работе. Однако, широкому использованию клинового шпоночного соединения препятствует ряд его конструктивных ограничений и недостатков. Прежде всего, конструкция его такова, что возможна установка детали только на конец вала, как это видно из рис. 1. Запрессовка шпонки приводит к односторонней деформации поверхностей вала и ступицы, что вызывает смещение их центров, то есть, неизбежный дисбаланс, недопустимый при больших частотах вращения. Кроме того, клиновая форма шпонки может вызвать перекос детали на валу тем больший, чем короче ступица у детали. Технологические трудности связаны с необходимостью обеспечения уклона паза в ступице, равного уклону шпонки, что требует индивидуальной пригонки. Это делает невозможным использование такого соединения в крупносерийном и массовом производстве.

Поэтому область использования клинового шпоночного соединения ограничена тихоходными высоконагруженными механизмами (спарники локомотивов, барабаны прокатных станов и пр.).

Соединение с цилиндрической шпонкой также относится к напряженным (рис. 2).

Рис. 2

Такое соединения, также как и предыдущее, используется для закрепления деталей на конце вала. Отверстие под шпонку обрабатывают после посадки детали на вал. Шпонкой является цилиндрический штифт, который запрессовывается в полученное отверстие. При больших нагрузках ставят две или три цилиндрические шпонки, располагая их под углом 180є или 120є. Теоретически соединения с клиновой и цилиндрическими шпонками являются разборными, однако разборка их затруднительна, что тоже следует учитывать при выборе конструкции.

В ненапряженных шпоночных соединениях напряжения смятия возникают только после приложения нагрузки, то есть, при передаче крутящего момента. К таким соединениям относятся соединения с призматическими и сегментными шпонками. Эти шпонки устанавливаются в пазах вала и ступицы детали без натяга. При этом точность изготовления должна быть довольно высокой, так как момент передается боковыми гранями шпонки.

Соединения призматическими шпонками бывают неподвижными и подвижными. На рис. 3 показано неподвижное шпоночное соединение.

Рис. 3

Размеры призматических шпонок и размеры пазов на валу и ступице стандартизованы. Глубина паза в ступице детали больше, чем высота выступающей из вала части шпонки, так что между внешней плоскостью шпонки и внутренней поверхностью паза имеется зазор.

Подвижное шпоночное соединение допускает осевое движение детали по валу. Это необходимо, например, в коробках скоростей для передвижения зубчатых колес и полумуфт. В таком соединении шпонка должна быть закреплена на валу или в детали, чтобы силы трения, возникающие при движении детали по валу не нарушили правильного положения шпонки. На рис. 4а показано подвижное шпоночное соединение со шпонкой, закрепленной на валу с помощью винтов. Длина шпонки соответствует ходу детали. Резьбовое отверстие между крепежными винтами служит для установки отжимного винта при снятии шпонки, например, для ее замены. На рис. 4.б приведена конструкция подвижного шпоночного соединения со шпонкой, закрепленной в детали. Ходу детали здесь соответствует длина шпоночного паза на валу.

Рис. 4

Конструкция шпоночного соединения с сегментной шпонкой показана на рис. 5.

Рис. 5

Размеры сегментных шпонок и размеры пазов под них также стандартизованы. Глубокая посадка шпонки обеспечивает ей более устойчивое положение, чем у призматической шпонки, а сегментная форма обеспечивает более легкий ее демонтаж, то есть, вынимание при разборке. Однако глубокий паз значительно ослабляет вал, поэтому сегментные шпонки применяются в основном для закрепления деталей на малонагруженных участках вала, например, на концах валов.

Расчет на прочность шпоночных соединений

Стандартные шпонки изготавливаются из углеродистой или легированной стали с пределом прочности у_в не ниже 500 МПа.

Большинство шпонок работает на смятие и срез. Крутящий момент передается с вала на деталь (или обратно) боковыми гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия у_см, а в продольном сечении - напряжения среза ф (рис. 6).

Рис. 6

При конструировании шпоночных соединений их размеры выбираются по стандарту в соответствии с диаметром вала и длиной ступицы детали. После этого производят проверочный расчет шпонки.

При расчете призматической шпонки для упрощения допускают, что шпонка выступает из вала на половину своей высоты, хотя по стандарту это не всегда так. Кроме того, предполагают, что плечо равнодействующей элементарных сил смятия равно половине диаметра вала. Рассматривая равновесие вала (или детали) при этих допущениях, получим условие прочности по напряжениям смятия:

где: Т - крутящий момент на валу;

d - диаметр вала;

h - высота шпонки (рис. 3)

l_p - рабочая длина шпонки (рис. 3).

[у_см] - допускаемое напряжение смятия; для неподвижных соеди нений [у_см] = (100 180) МПа, для подвижных соединений (рис. 14.4) [у_см] = (20 30) МПа.

Из условия прочности получим формулу проверочного расчета по напряжениям смятия:

(1)

Условие прочности по напряжениям среза:

где b - ширина шпонки.

Отсюда получим формулу проверочного расчета по напряжениям среза:

(2)

У стандартных шпонок размеры подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия (в большинстве случаев b > h). Поэтому при расчетах обычно используют только формулу (1).

Для сегментной шпонки формула проверочного расчета имеет следующий вид:

(3)

где k - высота выступающей из вала части шпонки (рис. 5).

Для соединения с цилиндрической шпонкой формула проверочного расчета такова:

(4)

где d_ш - диаметр шпонки (рис. 2).

Шлицевые соединений и их виды

Несмотря на широкое использование шпоночных соединений, что объясняется главным образом простотой и дешевизной их конструкции, в ряде случаев их применение не рекомендуется. В частности, в быстроходных, динамически нагруженных валах концентрация напряжений в зоне шпоночной канавки снижает работоспособность конструкции. Кроме того, в случаях, когда одна шпонка не может передать крутящий момент и требуется установка двух или трех шпонок, то это приводит к технологическим трудностям, неравномерности нагрузки и ослаблению конструкции.

В описанных случаях целесообразно использование шлицевых соединений.

Шлицевые соединения называют еще зубчатыми, так как они образуются при наличии наружных зубьев на валу и внутренних зубьев в отверстии детали. Размеры шлицевых (зубчатых) соединений стандартизованы.

Шлицевые соединения по сравнению со шпоночными обладают следующими преимуществами:

- детали на шлицевых валах лучше центрируются и имеют лучшее направление при передвижении вдоль вала;

- напряжения смятия на гранях зубьев меньше, чем на поверхностях шпонок;

- прочность шлицевых валов при динамических нагрузках выше, чем валов со шпонками.

В зависимости от формы шлицев (зубьев) различают шлицевые соединения прямобочные (рис. 7а) эвольвентные (рис. 7б) и треугольные (рис. 7в). На этих рисунках показано примерное соотношение размеров шлицев и их количества при одинаковых диаметрах валов.

Рис. 7

В машиностроении в основном используются прямобочные и эвольвентные шлицевые соединения. Их размеры стандартизованы.

Главные размеры прямобочных шлицевых соединений показаны на рис. 8а. Для различных условий работы стандарт предусматривает три серии соединений - легкую, среднюю и тяжелую, различающиеся размером и числом шлицев. Прямобочные соединения различаются также по способу центрирования детали относительно вала. Существует три способа центрирования:

- по наружному диаметру (рис. 8б);

- по внутреннему диаметру (рис. 8в);

- по боковым сторонам (рис. 8г).

Выбор способа центрирования связан с эксплуатационными требованиями и с технологией изготовления деталей соединения.

Если по условиям эксплуатации требуется обеспечить высокую соосность вала и детали (втулки), установленной на валу, то применяют центрирование по наружному или внутреннему диаметрам. Если в процессе эксплуатации возникают ударные и реверсивные нагрузки, то используют центрирование по боковым сторонам шлицев.

Рис. 8

При диаметральном центрировании наружный или внутренний диаметр центрирования выбирается из технологических условий. Если втулка выполнена из материала с невысокой твердостью (<350 НВ) и шлицевое отверстие может быть обработано протяжкой, то рекомендуется центрирование по наружному диаметру. При этом центрирующая поверхность вала шлифуется. Если втулка твердая и шлицевое отверстие не может быть обработано протяжкой, то следует выбирать центрирование по внутреннему диаметру. Центрирующие поверхности вала и втулки обрабатываются шлифованием.

Центрирование по боковым сторонам наиболее сложно с технологической точки зрения, так как требует шлифования боковых поверхностей шлицев на специальных станках.

Соединения с эвольвентными шлицами используются при больших диаметрах валов, в основном в самолето- и вертолетостроении. Также как прямобочные их можно применять и в подвижных шлицевых соединениях. Соединения с эвольвентными шлицами выполняют с центрированием по боковым сторонам (рис. 9а) и по наружному диаметру (9б). Наиболее распространен первый способ.

Рис. 9

При изготовлении шлицев на валах и в отверстиях втулок используются совершенные технологические способы, применяемые для зубчатых колес. Но в отличие от зубчатых колес профильный угол эвольвентных шлицев увеличен до 30, а высота уменьшена до величины модуля. Эвольвентные шлицы (зубья) меньше ослабляют вал вследствие закруглений во впадинах между зубьями.

Расчет на прочность шлицевых соединений

Критериями работоспособности и расчета шлицевых соединений является смятие рабочих поверхностей шлицев и их износ при относительных микроперемещениях вала и втулки из-за деформаций изгиба и кручения при работе. То есть, правильно рассчитанное шлицевое соединение должно сопротивляться смятию рабочих поверхностей шлицев и их изнашиванию. Расчет на изнашивание сложен и недостаточно разработан, поэтому проводится только в специальных случаях. В большинстве случаев ограничиваются расчетом на смятие.

В упрощенной модели принято равномерное распределение нагрузки по длине и высоте шлицев (рис. 10).

Рис. 10

Напряжение смятия на боковой грани шлицев:

(5)

где: Т - крутящий момент на валу;

d_ср - средний диаметр соединения;

z - число шлицев;

h - рабочая высота зуба;

l - рабочая длина шлицев;

К - коэффициент неравномерности нагрузки по шлицам.

Средний диаметр d_ср и рабочая высота h шлицев для прямобочных и эвольвентных соединений определяется по-разному.

Для прямобочных шлицев:

где f - размер фаски (рис. 10).

Для эвольвентных шлицев:

где m - модуль зубьев (шлицев).

Допускаемое напряжение смятия:

- для неподвижных соединений [у_см] = 50 150 МПа;

- для подвижных соединений [у_см] = 10 20 МПа.

Более точные значения выбираются по справочникам в зависимости от твердости материала шлицев и режима работы шлицевого соединения.

Пример расчета

Рассчитать длину призматической шпонки для передачи крутящего момента Т = 500 Нм с зубчатого колеса на вал диаметром d = 30 мм.

Стандартный размер призматической шпонки для вала диаметром 30 мм - ширина b = 8, высота h = 7.

Так как b > h, то расчет проводим из условия прочности по напряжениям смятия (1). Для допускаемого напряжения материала шпонки принимаем среднюю величину из рекомендуемых значений (стр. 164): [_см] = 140 МПа.

Рабочая длина шпонки:

мм

Принимаем длину шпонки l_р = 70 мм.

Литература

шпоночный соединение винт вал

1. Авиационные зубчатые передачи и редукторы. Справочник. Под редакцией Булгакова Э.Б. Москва, «Машиностроение», 1981.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В трех томах. Москва, «Машиностроение», 1982.

3. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. Москва, «Машиностроение», 1989.

4. Детали машин. Сборник материалов по расчету и конструированию в двух книгах. Под редакцией Ачеркана Н.С. Москва, Машгиз, 1953.

5. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Москва, 1978.

6. Иванов М.Н. Детали машин. Москва, «Высшая школа», 1991.

7. Конструирование машин. Справочно-методическое пособие в двух томах. Под редакцией Фролова К.В. Москва, «Машиностроение», 1994.

8. Кудрявцев В.Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Ленинград, 1984.

9. Основы расчета и конструирования деталей летательных аппаратов. Под ред. Кестельмана В.Н. Москва, 1989.

10. Справочник машиностроителя, том 4, книги I и II. Под редакцией Ачеркана Н.С. Москва, Машгиз, 1963.

11. Трение, изнашивание и смазка. Справочник. Под редакцией Крагельского И.В. и Алисина В.В. Москва, «Машиностроение», 1978.

Размещено на Allbest.ru