5.3. Определение расчетного натяга.

Рис. 5.3.

При определении расчетного натяга используют результаты решения задачи Ламе для толстостенных труб под действием внутреннего и внешнего давлений (Габриэль Ламе (1795-1870 гг.) – французский математик, физик и инженер, член Петербургской и Парижской АН, несколько лет работал в России вместе с Клапейроном):

,

г де - расчетный натяг; и - коэффициенты:

,

где и , и - модули упругости и коэффициенты Пуассона материалов вала и втулки соответственно; - посадочный диаметр; - диаметр отверстия охватываемой детали; - наружный диаметр охватывающей детали (индекс 1 – для охватываемой детали, индекс 2 – для охватывающей детали), см. рис. 5.3.

При запрессовке неровности поверхностей будут подвергаться срезу и смятию, что приведет к уменьшению натяга, т.е. к ослаблению соединения. Для компенсации этого явления определяют действительный натяг посадки (минимальный требуемый натяг соединения необходимый для восприятия и передачи внешних нагрузок):

,

где и - высота микронеровностей и среднее арифметическое отклонение профиля посадочной поверхности вала соответственно; и - то же для втулки, мкм.

По значению подбирают соответствующую стандартную посадку.

5.4. Проверочный расчет на прочность соединяемых деталей.

При изготовлении деталей соединения из одинаковых материалов обычно более слабым элементом оказывается охватывающая деталь (т.к. наибольшие напряжения (растягивающие) возникают у ее внутренней поверхности), см. рис. 5.4. Расчет втулки на прочность проводят в следующем порядке:

1). Для подобранной стандартной посадки находят максимальный натяг ;

2 ). Определяют максимальный расчетный натяг:

;

3). Определяют максимальное давление на поверхности контакта при максимальном натяге (с помощью формулы Ламе):

.

4). Записывают условие прочности для соответствующего случая нагружения.

33. Общие сведения и классификация шпоночных соединений. Материалы шпонок и допускаемые напряжения. Расчет шпоночных соединений.

Шпоночные соединения служат для передачи вращающего момента от вала к установленным на нем деталям или наоборот.

Шпоночные соединения осуществляются при помощи шпонок, которые устанавливаются в пазах вала и ступице колеса. Стандартные шпонки изготавливают из углеродистой или легированной стали.

Достоинства: простота разборки/сборки, надёжность в эксплуатации.

Недостатки: ослабление вала шпоночными пазами, высокая концентрация напряжений.

Шпоночные соед-я бывают: Ненапряжённые (не вызывают деформации вала - призматические и сегментные); Напряжённые (клиновые, тангенциальные)

1 – вал

2 – ступица колеса

3 – призматическая шпонка

4 – распорная втулка

b – ширина шпонки

h – высота шпонки

t 1 – глубина шпоночного паза

t2 – глубина шпоночного паза на ступице.

Длина шпонки выбир-ся из станд ряда. Шпонка подбирается по диаметру вала. Рабочая длина – длина шпонки по горизонталь-му участку.

Обычно рассчитывают по напряжениям смятия.

В продольном сечении возникают напряжения среза.

Сегментная шпонка глубже посажена в вал. Предохраняет от выворачивания, но при этом глубина паза на валу больше, это ослабляет вал.

Используют для передачи небольших моментов или просто для укрепления деталей на валу.

Проверка и по смятию и по срезу

.

Общие сведения и классификация шлицевых соединений. Расчет шлицевых соединений по критерию смятия.

Для соединения ступицы с валом помимо шпонок и натяга часто используют выступы на валу, называемые шлицами (зубьями), которые входят в соответствующие пазы ступицы. Такое соединение ступицы с валом называется шлицевым или зубчатым и предназначено для передачи вращающего момента между валом и деталью. Шлицевые соединения относятся к разъемным; размеры соединений, а также допуски на них стандартизованы.

Шлицевые соединения можно представить как многошпоночные, у которых шпонки выполнены заодно с валом.

Достоинства: большая нагрузка, более надёжны в динамических нагрузках (удар).

Недостатки: сложная технология изготовления, высокая стоимость.

Основные геометрические параметры: число шлицов; ширина шлица – b; внутренний диаметр – d; наружный диаметр – D

По форме шлица: прямобочные – эвольвентные - треугольные

Серии: Лёгкая (для неподвижных соединений и передачи небольших моментов); Средняя (для неподвижных); Тяжёлая (подвиж., и неподвиж. соединений и передачи больших моментов)

П ринцип центрирования:

1. По боковым граням (по ширине b) - Равномерно распределяют нагрузку между шлицами. Применяют в тяжелонагруженных соединениях. Сложно выдержать соосность.

2. По наружному диаметру - При этом выдерживается соосность вала и колеса. Невысокая твёрдость вала НВ<350.

3. По внутреннему диаметру (НВ>350).

П роверка ведётся по напряжениям смятия:

Т- вращающий момент, SF – удельный статический момент,

l – длина шлица.

[σCM] зависит от условий работы соединения.

Напряжения изнашивания:

[σИЗН] зависит от термообработки

0,032 – улучшение

0,03 – закалка.

,

где - расчетный вращающий момент (наибольший из длительно действующих моментов при переменном режиме нагружения), Н·м; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между выступами (зависит от точности изготовления), ; - средний диаметр соединения, мм; - число зубьев; - рабочая высота выступа, мм; - длина соединения, мм; - допускаемые напряжения смятия, МПа.