Возможности по преобразованию вида движения, изменению скорости, достоинства, недостатки зубчатых механизмов.
Зубчатая передача – это механизм или часть механизма, в состав которого входят зубчатые колёса. Назначение: • передача вращательного движения между валами, которые могут иметь параллельные, пересекающиеся и скрещивающиеся оси; • преобразование вращательного движения в поступательное и наоборот (реечная передача). Зубчатые механизмы чаще по сравнению с другими видами механизмов применяются в машиностроении, приборостроении, в технических системах. Они служат для преобразования вращательного движения ведущего звена и передачи моментов сил. При этом усилие от одного элемента к другому передаётся с помощью зубьев. Зубчатое колесо передачи с меньшим числом зубьев называется шестернёй, второе колесо с большим числом зубьев называется колесом. Колесо, к которому вращающий момент подводится извне, называется ведущим, а колесо, с которого момент снимается — ведомым. Если диаметр ведущего колеса меньше, то вращающий момент ведомого колеса увеличивается за счёт пропорционального уменьшения скорости вращения, и наоборот. Пара зубчатых колёс имеющих одинаковое число зубьев в этом случае ведущее зубчатое колесо называется шестернёй, а ведомое — колесом. Основные достоинства зубчатых механизмов, определившие их широкое применение, - строго постоянное передаточное отношение, большая передаваемая мощность на единицу массы, компактность, долговечность, высокий к.п.д. Недостаток – сложность изготовления и высокая стоимость.
Классификация зубчатых передач; возможности, достоинства, недостатки разных видов зубчатых передач.
Классификация: • По форме профиля зубьев: эвольвентные; круговые (передачи Новикова); циклоидальные. • По типу зубьев: прямозубые (рис. 1, а); косозубые (рис. 1, б, в); шевронные (рис. 1, в); с круговым зубом (рис. 1, ж). • По числу пар зацепляющихся колес: одноступенчатые; двухступенчатые; многоступенчатые. • По взаимному расположению осей валов: с параллельными осями (цилиндрические передачи с прямыми, косыми и шевронными зубьями) (рис. 1, а, б, в); с пересекающимися осями (конические передачи рис. 1, д); со скрещивающимися в пространстве осями (червячные рис. 1, з, винтовые рис. 1, и). • По форме начальных поверхностей: цилиндрические; конические; глобоидные; • По окружной скорости колёс: тихоходные (до 3 м/с); среднескоростные (3 … 15 м/с); быстроходные (свыше 15 м/с).
д е ж
Рис. 1. Виды зубчатых передач
• По степени защищенности: открытые; закрытые.
• По относительному вращению колёс и расположению зубьев: внутреннее зацепление (вращение колёс в одном направлении) (рис. 1, г); внешнее зацепление (вращение колёс в противоположном направлении). • По характеру работы: реверсивные; нереверсивные.
Наибольшее распространение получили передачи с эвольвентным профилем зубьев. Во-первых, эвольвентное зацепление мало чувствительно к отклонениям межосевого расстояния, не нарушается правильность зацепления. Во-вторых, профиль зубьев инструмента для нарезания эвольвентных зубчатых колес может быть прямолинейным, сравнительно простое изготовление и контроль инструмента и колес, одним инструментом можно нарезать колеса с разным числом зубьев. Траекторией точки контакта эвольвентных профилей зубьев является прямая линия. Реечная передача (рис. 1, к) – один из видов цилиндрической зубчатой передачи, радиус делительной окружности рейки равен бесконечности, применяется для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот. Винтовые и червячные передачи относятся к зубчато-винтовым передачам. Элементы этих передач скользят относительно друг друга. Прямозубыми называются колеса (передачи), направление каждого зуба которых совпадает с образующей начальной поверхности (цилиндра или конуса). Прямозубые колёса, составляющие около 70% всех колёс (рис. 1, а), применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс. Косозубая цилиндрическая передача является усовершенствованным вариантом прямозубой. Зубья колес в таких передачах располагаются под углом к оси вращения, а по форме образуют часть спирали. Косозубые колёса, которых более 30% среди всех цилиндрических колёс, применяются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях. Достоинства косозубых передач: Зацепление происходит более плавно и равномерно, чем у прямозубых; меньший шум при зацеплении. Недостатки косозубых передач: При работе косозубого колеса возникает механический момент, направленный вдоль оси, что вызывает необходимость применения для установки вала упорных подшипников; Увеличение площади трения зубьев (что вызывает дополнительные потери мощности на нагрев), которое компенсируется применением специальных смазок; Более сложное изготовление колес по сравнению с прямозубыми. Колёса с круговыми зубьями. Передача на основе колёс с круговыми зубьями (Передача Новикова) имеет ещё более высокие ходовые качества, чем косозубые — высокую нагрузочную способность зацепления, высокую плавность и бесшумность работы. Однако они ограничены в применении сниженными, при тех же условиях, КПД и ресурсом работы, такие колёса заметно сложнее в производстве. Линия зубьев у них представляет собой окружность радиуса, подбираемого под определённые требования. Контакт поверхностей зубьев происходит в одной точке на линии зацепления, расположенной параллельно осям колёс. Двойные косозубые колёса (шевроны) (рис. 1, в) Двойные косозубые колёса решают проблему осевого момента. Зубья таких колёс изготавливаются в виде буквы «V» (либо они получаются стыковкой двух косозубых колёс со встречным расположением зубьев). Осевые моменты обеих половин такого колеса взаимно компенсируются, поэтому отпадает необходимость в установке осей и валов в специальные подшипники. Передачи, основанные на таких зубчатых колёсах, обычно называют «шевронными». Конической называется зубчатая передача, предназначенная для передачи и преобразования вращательного движения между звеньями, оси вращения которых пересекаются. По форме линии зуба конические зубчатые передачи различаются на: прямозубые; косозубые; с круговым зубом ( см. рис. 1, д, е, ж); с эвольвентной линией зуба; с циклоидальной линией зуба. Как и в цилиндрических, так и в конических зубчатых передачах наиболее часто применяют эвольвентное зацепление. Преимущественно применяют прямозубые конические колеса и только тогда, когда нельзя использовать цилиндрические. Это объясняется большей сложностью изготовления и сборки конических передач. Одно из колес конических передач из-за пересечения осей валов располагается консольно, что создает дополнительные трудности при конструировании опор. Кроме того, валы и опоры нагружаются не только радиальными, но и осевыми силами. Преимущества конических передач: • обеспечение возможности передачи и преобразования вращательного движения между звеньями с пересекающимися осями вращения; • возможность передачи движения между звеньями с переменным межосевым углом при широком диапазоне его изменения; • расширение компоновочных возможностей при разработке сложных зубчатых и комбинированных механизмов. Недостатки конических передач: • более сложная технология изготовления и сборки конических зубчатых колес; • большие осевые и изгибные нагрузки на валы, особенно в связи с консольным расположением зубчатых колес. Червячная передача (рис. 1, з) Механическая передача, осуществляющаяся зацеплением червяка и сопряжённого с ним червячного колеса. Червяк представляет собой винт со специальной резьбой, в случае эвольвентного профиля колеса форма профиля резьбы близка к трапецеидальной. На практике применяются однозаходные, двухзаходные и четырёхзаходные червяки. Червячное колесо представляет собой зубчатое колесо. В технологических целях червячное колесо, как правило, изготовляют составленным из двух материалов: венец – из дорогого антифрикционного материала (например из бронзы), а сердечник – из более дешёвых и прочных сталей или чугунов. Входной и выходной валы передачи скрещиваются, обычно (но не всегда) под прямым углом. Передача предназначена для существенного увеличения крутящего момента и, соответственно, уменьшения угловой скорости. Ведущим звеном является червяк. Червячная передача без смазки и вибрации обладает эффектом самоторможения и является нереверсивной: если приложить момент к ведомому звену (червячному колесу), из-за сил трения передача работать не будет. Передаточные отношения i червячной передачи закладываются в пределах от 8 до 100, а в некоторых приложениях – до 1000. Достоинства и недостатки червячной передачи: • Достоинства: o Плавность работы o Бесшумность o Большое передаточное отношение в одной паре o Самоторможение o Повышенная кинематическая точность
• Недостатки: o Сравнительно низкий КПД (целесообразно применять при мощностях не более 100 кВт) o Большие потери на трение (тепловыделение) o Повышенный износ и склонность к заеданию o Повышенные требования к точности сборки, необходимость регулировки o Необходимость специальных мер по интенсификации теплоотвода
Червяки классифицируют по следующим признакам: • по форме поверхности, на которой образуется резьба o Цилиндрические o Глобоидные • по направлению линии витка o правые o левые • по числу заходов резьбы o однозаходные o многозаходные • по форме винтовой поверхности резьбы o с архимедовым профилем o с конволютным профилем o с эвольвентным профилем
В качестве материалов для изготовления зубчатых колес применяют стали, сплавы на основе цветных металлов, пластмассы. При изготовлении цилиндрических и конических колес основным материалом являются термически обрабатываемые стали. При окружных скоростях зубьев до 3 м/с применяют качественные стали 20, 30, 35, а при более высоких окружных скоростях – стали 45, 50, инструментальные стали У8А, У10А и легированные стали 20Х, 40Х, 40ХН, 30ХГСА, 12ХН3А с соответствующей термообработкой (нормализацией, закалкой, улучшением – закалкой с высоким отпуском). Рекомендуется твердость зубьев шестерни (они более нагружены) выбирать на (20 … 50)НВ больше твердости зубьев колеса. Поэтому материал шестерни стараются брать более прочным, чем материал для колес. При небольших нагрузках зубчатые колеса изготавливают из алюминиевых сплавов Д16Т, В95-Т1. Более широко при изготовлении мелкомодульных зубчатых колес, особенно червячных, применяют бронзы БрОФ10-1, БрАЖ9-4, БрАМц9-2. Широко применяются в качестве материалов зубчатых колес пластмассы (текстолит ПТК, гетинакс, полиамиды), обладающие хорошей износостойкостью, демпфирующей способностью, коррозионной стойкостью.
Применение зубчатых передач в приборостроении.
Косозубые колёса применяются в механизмах, требующих передачи большого крутящего момента на высокой скорости, либо имеющих жёсткие ограничения по шумности. Зубчатые передачи определяют качество, надежность, работоспособность и долговечность машин, станков, приборов и других изделий. Основным геометрическим параметром, определяющим все элементы передачи, является модуль m. Мелкомодульные передачи (m < 1) применяются при малых нагрузках (в приборостроении, при ручном приводе). Основные требования, предъявляемые к зубчатым передачам в приборостроении, сводятся к получению большого значения передаточного числа при малых габаритах передаточного механизма и к необходимости обеспечения наиболее точного перемещения ведомого звена. В отличие от зубчатых передач, применяемых в общем машиностроении, зубчатые передачи в приборостроении передают малые усилия, благодаря чему в большинстве случаев не требуется расчета элементов зубчатых передач на прочность. Зубчатые передачи предназначенные для изменения скорости (кинематические) применяются в точных кинематических цепях (измерительные приборы, делительные механизмы станков), имеют малый модуль и небольшую длину зуба. Зубчатые передачи предназначенные для скоростных передач входят в состав редукторов турбин, двигателей, коробок перемены передачи автомобилей, коробок скоростей станков и других быстроходных механизмов. Основное требование предъявляемое к таким передачам является плавность работы, т.е. бесшумность и отсутствие вибраций Червячная передача главным образом применяется в червячных редукторах.
2. Задача Задано: Твых = 0,4 Н•м; nвых = 245 мин-1; i = 5.22. Определить: d1, da1, df1, h, d2, da2, df2, a, b1, b2, Твд, Рдв, Тдв, Ft, n Рассчитываемый механизм служит для уменьшения скорости вращения электродвигателя в i число раз и состоит из пары находящихся в зацеплении цилиндрических зубчатых колес (шестерни и колеса). Зубчатые колеса уста-навливаются на валах, которые поддерживаются в требуемом положении опо-рами. Каждый вал имеет две опоры (скольжения или качения), закрепленные в корпусе. Быстроходный вал редуктора соединен с валом электродвигателя муфтой. В качестве опор принимаем подшипники качения. Ориентировочно определяем требуемую мощность Рдв электродвигателя, приняв предварительно значения КПД: КПД зубчатой передачи - ηз = 0,9; КПД подшипника, качения - ηп = 0,99; КПД муфты - ηм = 0,97. Тогда (1) где к - коэффициент запаса, учитывающий необходимость преодоления ди-намических нагрузок в момент разгона, принимаемый равным 1,05 ... 1,1; - требуемая мощность на выходном валу; - уг¬ловая скорость выходного вала, рад/с; nвых - угловая скорость выходного вала в об/мин; Твых - момент на выходном валу, Н•м; η - коэффициент полезного действия электромеханического привода для выбранной схемы он равен
Скорость вращения выходного вала в рад/с равна
Подставив значения η, Твых, ωвых в выражение (1) и приняв к = 1,1 полу¬чим
Частота вращения электродвигателя nдв = nвых •i= 245•5.22 = 1278,9 об/мин. Из серии двигателей, имеющих скорости вращения 1250, 1280, 1300 об/мин выбираем электродвигатель с n = 1280 об/мин и мощностью Р > 6 Вт. Выбираем число зубьев z1 шестерни. Так как zmin = 17, а рекомендуемое значение числа зубьев шестерни 18 - 30, принимаем z1 = 20. Число зубьев зубчатого колеса определяем по формуле z2 = z1•i = 20•5.22 = 104 Так как колесо должно иметь целое число зубьев, принимаем z2 = 124. Тогда фактическое передаточное отношение зубчатой передачи iф= z2/z1 = 104/20 = 5,2. Относительная погрешность передаточного отношения зубчатой переда¬чи ∆i%=|(i-i_ф)/i|∙100%=(5.22-5.2)/5.22∙100%=0.38% Допустимая погрешность ∆i передаточного отношения не должна пре-вышать 3,5 %. Диаметр ведущего вала, т.е. вала шестерни, принимают близким по раз-меру диаметру вала двигателя. Считаем, что dдв ≥ 3 мм. Выбираем значение модуля m зацепления из стандартного ряда модулей (0,15; 0,2; 0,25; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,8; 1,0; 1,25; ... мм). Применение малых мо¬дулей позволяет уменьшить габариты колес или при сохранении габаритов увеличить плавность передачи за счет увеличения числа зубьев. Принимаем m = 0,5, чтобы выполнялось условие, при котором диаметр окружности впа¬дин зубьев df шестерни был бы больше диаметра ее ступицы, т.е. df1 > 2dв. Предполагая прямозубый тип зубчатых колес, определим диаметр дели-тельной окружности колеса (ведомого звена): d2 = m•z2 = 0,5•104 = 52 мм. Линейная скорость зубчатого колеса в зацеплении v = ωвых •d2 /2= (25.66•52)/(2•10-3) = 0,66 м/с. При линейных скоростях v < 6 м/с принимают тип передачи - прямозу-бая. У зубчатых колес со стандартной (нормальной) высотой зуба коэффици-ент высоты головки зуба ha* = 1, а коэффициент радиального зазора с* зубьев в зацеплении зависит от модуля и равен с* = 0,5 при m < 0,5 мм; с* = 0,35 при 0,5 < m < 1,0; с* = 0,25 при m > 1,0 мм. Высота головки зубьев колес ha = ha*•m = 1•0,5 = 0,5 мм. Высота ножки зубьев колес hf = m(ha* + c*) = 0,5(1 + 0,5) = 0,75 мм. Диаметры делительных окружностей зубчатых колес: шестерни d1 = m•z1 = 0,5•20 = 10 мм, колеса d2 = m•z2 = 0,5•104 = 52 мм. Диаметры окружностей вершин зубьев колес: шестерни da1 = d1 + 2ha = 10 + 2•0,5 = 11 мм, колеса da2 = d2 + 2ha = 52 + 2•0,5 = 53 мм. Диаметры окружностей впадин зубьев колес: шестерни df1 = d1 - 2hf = 10 - 2•0,75 = 8,5 мм, колеса df2 = d2 - 2hf = 52 - 2•0,75 = 50.5 мм. Межосевое расстояние а зубчатой передачи а = (d1 + d2)/2 = (10 + 52)/2 = 31 мм. Длина b зуба определяется по формуле b = Ψbd•d, где Ψbd - коэффициент ширины b венца колеса по диаметру d делительной окружности, рекомендует¬ся принимать Ψbd = 0,005 ... 0,3. Длинна зуба колеса равна b2 = 0,05•52 = 2,6 мм. Принимаем b2 = 2,6 мм. Длина зуба шестерни, как более нагруженного звена, определяется по формуле b1 = b2 + (0,5 ... 1,0) мм = 4,5 мм. Окружное усилие в зацеплении определяется по формуле Ft = 2Tвых/d2 = (2•0,4•103)/52 = 15,38 H. Уточняем значение КПД зубчатой пары
где f = 0,1 - коэффициент трения стали по стали (шестерня и зубчатое ко-лесо стальные); εγ = 1,5 - коэффициент перекрытия пары прямозубых колес; с - коэффициент, учитывающий уменьшение КПД зубчатого зацепления при малых нагрузках c=(F_t+2.92)/(F_t+0.174)=(6.5+2.92)/(6.5+0.174)=1.41
Вращающийся момент на ведущем валу зубчатого механизма Твд = Твых/(iф•ηзз ηп4 ) = 0,4/(5.66*0,98*0,994) = 0,075 Н•м. Вращающий момент на валу электродвигателя Тдв = Твд /ηм= 0,075/0,97 = 0,077 Н•м.
3. Разъёмные соединения. Разъёмными называют соединения, разборка которых происходит без нарушения целостности составных частей изделий. Наиболее распространёнными в машиностроении видами разъёмных соединений являются: резьбовые, шпоночные, шлицевые, клиновые, штифтовые и профильные. Резьбовые соединения Резьбовым называют соединение составных частей изделия с применением детали, имеющей резьбу. Резьба получается прорезанием на поверхности стержня канавок при движении плоской фигуры – профиля резьбы (треугольника, трапеции и т.д.) Достоинства резьбовых соединений 1) универсальность, 2) высокая надёжность, 3) малые габариты и вес крепёжных резьбовых деталей, 4) способность создавать и воспринимать большие осевые силы, 5) технологичность и возможность точного изготовления. Недостатки резьбовых соединений 1) значительная концентрация напряжений в местах резкого изменения поперечного сечения; 2) низкий КПД подвижных резьбовых соединений. Классификация резьб 1) По форме поверхности, на которой образована резьба (рис. 1): - цилиндрические; - конические.
Рисунок 1 Виды резьбы по форме поверхности
2) По форме профиля резьбы: - треугольные (рис.2.а), - трапециидальные (рис.2.б), - упорные (рис.2.в), - прямоугольные (рис. 2.г) и - круглые (рис.2.д).
Рисунок 2 Формы профиля резьбы
3) По направлению винтовой линии: правая и левая. 4) По числу заходов: однозаходные, многозаходные (заходность определяется с торца по количеству сбегающих витков). 5) По назначению: -крепёжные, -крепёжно-уплотняющие, -резьбы для передачи движения.
Крепежные резьбы применяют в резьбовых соединениях. Они имеют треугольный профиль, который характеризуется большим трением, предохраняющим резьбу от самоотвинчивания, высокой прочностью и технологичностью. Крепежно-уплотняющие резьбы применяют в соединениях, где требуется герметичность. Эти резьбы также треугольного профиля, но без радиальных зазоров. Резьбы для передачи движения применяются в винтовых механизмах и имеют трапецеидальный или прямоугольный профиль, который характеризуется меньшим трением. Основные геометрические параметры резьбы Наружный диаметр болта d, гайки D (рис. 3); внутренний диаметр болта d1, гайки D1; средний диаметр болта d2, гайки D2; угол профиля a; шаг резьбы р – расстояние между одноименными сторонами двух соседних витков в осевом направлении ; ход резьбы рh = zp – расстояние между одноименными сторонами одноименными сторонами одного и того же витка в осевом направлении; число заходов z; угол подъёма резьбы ( чем больше заходность резьбы, тем больше угол подъема резьбы).
Рисунок 3 Геометрические параметры резьбы
Типы резьб Резьба метрическая ГОСТ 9150-81 Метрическая резьба наиболее распространенная среди крепежных резьб. Она имеет профиль равностороннего треугольника с углом при вершине 600 .Метрические резьбы изготовляют с мелким шагом (рис. 4.а), крупным шагом (рис. 4.б). В качестве основной крепежной применяют резьбу с крупным шагом. Она менее чувствительна к изнашиванию и неточностям изготовления. Резьба с мелким шагом меньше ослабляет деталь и характеризуется повышенным самоторможением за счет малого угла подъема винтовой линии. Ее применяют в резьбовых соединениях, работающих при знакопеременных нагрузках. А также в тонкостенных деталях.
Рисунок 4 Резьба метрическая
Резьба метрическая коническая ГОСТ 2529-82 (рис. 5 и рис.6) Соединение наружной конической резьбы с внутренней цилиндрической резьбой
Рисунок 5 Цилиндрическое резьбовое соединение
Рисунок 6 Коническое резьбовое соединение
Резьба трапециидальная ГОСТ 9484-81 (рис. 7) Профиль резьбы – равнобочная трапеция с углом 300. Применяется в передаче винт-гайка, а также для передачи реверсивного движения под нагрузкой (ходовые винты станков).
Рисунок 7 Резьба трапециидальная
Резьба упорная ГОСТ 10177-82 (рис. 8) Упорная резьба имеет профиль неравнобочной трапеции с углом 270. Применяется также в передаче винт-гайка при больших односторонних нагрузках (грузовые винты прессов, домкраты).
Рисунок 8 Резьба упорная Резьба круглая СТ СЭВ 3293-81 (рис. 9) Профиль состоит из дуг, сопряженных короткими линиями. Резьба характеризуется высокой динамической прочностью. Применяется в тяжелых условиях эксплуатации в загрязненных средах ( в пожарной и гидравлической арматуре, в тонкостенных изделиях – цоколи и патроны эл. ламп, противогазы).
Рисунок 9 Резьба круглая
Резьба дюймовая (рис. 10) Резьба имеет профиль равнобедренного треугольника с углом при вершине 550. Применяется при ремонте деталей импортных машин.
Рисунок 10 Резьба дюймовая
Резьба трубная цилиндрическая ГОСТ 6357-81 (рис. 11) Трубная цилиндрическая резьба является мелкой дюймовой резьбой, но с закругленными выступами и впадинами. Из-за отсутствия радиальных зазоров она герметична и применяется для соединения труб. Большую герметичность дает трубная коническая резьба.
Рисунок 11 Резьба трубная цилиндрическая
Резьба прямоугольная (рис. 12) Профиль резьбы – квадрат. При ее изнашивании образуются зазоры. Которые трудно устранить. Применяется редко.
Рисунок 12 Резьба прямоугольная
Стандартные типы крепёжных деталей К крепежным деталям относятся: болты, гайки, винты, шурупы, шпильки, шайбы. Они могут быть специального и общего назначения. К крепежным деталям специального назначения относятся рым-болты, анкерные болты и т. д. (рис 13)
Рисунок 13 Виды деталей специального назначения
К крепежным деталям общего назначения относятся: 1. Болты (рис. 14): а) с нормальным стержнем; б) болты для постановки в отверстие с зазором; в) болты без зазора в отверстие из-под развёртки; г) болты с уменьшенным диаметром ненарезаемой части стержня для повышения упругой податливости и выносливости при переменных напряжениях.
3. Шпильки (рис. 17). Соединение шпильками применяют, когда по условиям эксплуатации требуется частая разборка соединения, которая приводит к преждевременному износу резьбы.
Рисунок 17 Виды шпилек
4. Гайки (рис. 18): - шестигранные с одной или с двумя фасками а, б); нормальные а,б), высокие г), низкие в). - шестигранные прорезные д); - шестигранные корончатые е); - круглые гайки з); - гайка-барашек ж);
Наиболее распространены шестигранные гайки. Высокие гайки применяют при частых сборках-разборках для уменьшения износа резьбы.
Рисунок 18 Гайки
5. Шайбы (рис. 19). Шайбы подкладывают под гайки для предохранения деталей от задиров и увеличения опорной поверхности. Шайбы бывают точеные а), штампованные б), для предохранения резьбовых соединений от самоотвинчивания – стопорные в).
Рисунок 19 Шайбы
На рис. 20 представлены резьбовые соединения различными крепежными деталями: болтовое а), винтовое б), шпилечное в).
Рисунок 20 Виды резьбовых соединений
Разъемные соединения. Шлицевые и шпоночные соединения Шпоночные соединения Шпоночными соединениями называют разъёмные соединения составных частей изделий с применением шпонок. Шпоночные соединения состоят из вала, шпонки и ступицы колеса. Шпонка представляет собой стальной брус, который вставляется в пазы вала и ступицы. Она служит для передачи вращающего момента между валом и ступицей колеса, шкива, звездочки. Шпоночные соединения широко применяются во всех отраслях машиностроения при малых нагрузках и необходимости легкой сборки, разборки. По мере роста нагрузок применение шпоночных соединений сокращается. Достоинства шпоночных соединений 1) простота конструкции; 2) легкость сборки и разборки соединения. Недостатки шпоночных соединений 1) шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой детали (уменьшается сечение детали); 2) шпоночное соединение трудоемко в изготовлении. Типы шпонок 1) Призматические шпонки (рис.21): - со скругленными торцами; - с плоскими торцами; - с одним плоским, а другим скругленным торцом 2) Сегментные шпонки (рис.22). 3) Клиновые шпонки (рис.23). 4) Тангенциальные шпонки (рис.24). Шпоночные соединения подразделяют на напряжённые и ненапряжённые. Ненапряженные соединения получают с помощью призматических и сегментных шпонок. Напряженные соединения получают с помощью применения клиновых и тангенциальных шпонок.
Рисунок 4.3.21
Призматические шпонки Призматические шпонки не удерживают насаженные детали от осевого смещения. Чтобы застопорить деталь, применяют распорные втулки1 (рис.21) или установочные винты 1 (рис.4.3.22).
Рисунок 22 Сегментные шпонки
Сегментные шпонки применяют в соединениях, передающих небольшие вращающие моменты. Они просты в изготовлении и при монтаже. Клиновые шпонки (рис.23) имеют форму односкосных клиньев с уклоном. Такой же уклон имеют пазы в ступицах деталей. Клиновые шпонки забивают в пазы. Поэтому создается напряженное соединение. Эти шпонки передают не только вращающий момент, но и удерживают деталь от осевого смещения. Соединения клиновыми шпонками применяют в тихоходных передачах.
Рисунок 23 Клиновые шпонки
Тангенциальные шпонки состоят из двух односкосных клиньев. Они вводятся в пазы ударом. Применяют для валов с диаметром более 60 мм при передаче больших вращающих моментов.
Рисунок 24 Тангенциальные шпонки
Шлицевые соединения Шлицевые соединения образуются выступами – зубьями на валу и соответствующими впадинами - шлицами в ступице. Рабочими поверхностями являются боковые грани зубьев. Шлицевое соединение условно можно рассматривать как многошпоночное. Шлицевые соединения широко распространены в машиностроении. Их размеры также стандартизованы. Достоинства шлицевых соединений Шлицевых соединений по сравнению со шпоночными соединениями: 1) лучшее центрирование деталей на валу; 2) уменьшение числа деталей соединения; 3) при одинаковых габаритах передают больший вращающий момент за счет большей поверхности контакта; 4) высокая надежность при динамических и реверсивных нагрузках; 5) меньшее ослабление вала (расчет на прочность ведется по внутреннему диаметру). Недостатки шлицевых соединений
1) сложная технология; 2) повышенная точность изготовления; 3) высокая стоимость. Классификация шлицевых соединений 1) По характеру соединения: - неподвижные (рис.25.а); - подвижные (блок шестерен коробки передач). 2) По форме зубьев: - прямобочные (рис.25.а), - эвольвентные (рис 26.а), - треугольные (рис. 26.б). 3) По способу центрирования детали относительно вала: - по наружному диаметру, по внутреннему диаметру, по боковым поверхностям зубьев.
Рисунок 25 Шлицевые соединения
Рисунок 26 Форма шлицов
Соединения с прямобочным и эвольвентным профилем зубьев применяют в подвижных и неподвижных соединениях для передачи больших вращающих моментов. Но эвольвентный профиль зуба имеет повышенную прочность благодаря утолщению зубьев к основанию. Соединения с треугольным профилем зубьев применяют в неподвижных соединениях. Они имеют большое число мелких зубьев. Их рекомендуют применять для тонкостенных ступиц, пустотелых валов и для передачи небольших вращающих моментов.
