Руководство по подшипникам скольжения

П л а н л е к ц и и

1. Общие сведения.

2. Материалы, применяемые для изготовления подшипников скольжения.

3. Виды разрушений и критерии работоспособности подшипников скольжения.

4. Расчеты подшипников скольжения.

1. Общиесведения

Опорные устройства скольжения для вращающихся деталей (валов, осей и др.) называются подшипниками, для поступательного движения –

направляющими скольжения.

Подшипник скольжения является основной частью опоры вала, обеспечивает режим вращения вала в условиях относительного скольжения поверхности цапфы вала по соответствующей поверхности подшипника.

Подшипники скольжения воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу. От качества опор скольжения во многом зависит работоспособность машины.

Подшипники скольжения состоят из корпуса, вкладышей (втулок) и смазывающих устройств. Опорный участок вала называется цапфой. Форма рабочей поверхности подшипника скольжения, так же как и форма цапфы вала, может быть цилиндрической, конической, плоской. Цапфу называют шипом, если она расположена на конце вала, и шейкой при расположении в середине вала (рис. 14.1).

Рис. 14.1

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

1. Общие сведения

Рис. 14.2

Направляющие скольжения широко используются в металлорежущих станках, в кузнечно-прессовых машинах, приборах и др. Некоторые конструкции направляющих в эскизном виде показаны на рис. 14.2, где а – цилиндрические, б – прямоугольные, в – «ласточкин хвост», г – охватывающие.

Достоинства подшипников скольжения:

имеют повышенную долговечность в высокоскоростных механизмах; хорошо воспринимают вибрационные и ударные нагрузки; работают бесшумно; имеют сравнительно малые радиальные размеры;

допускают установку на шейки коленчатых валов.

Недостатки подшипников скольжения:

в процессе работы требуют постоянного контроля за состоянием смазочного материала и возможностью перегрева;

имеют сравнительно большие осевые размеры; имеют значительные потери на трение в период пуска и при несовер-

шенной смазке; требуютбольшойрасходсмазочногоматериала, егоочисткуиохлаждение.

Подшипники скольжения применяют во многих отраслях техники. Обычно их используют в тех случаях, когда применение подшипников качения невозможно или нецелесообразно:

для валов изделий, работающих с ударными и вибрационными нагрузками (двигатели внутреннего сгорания, прокатные станы, молоты и др.);

для валов больших диаметров (валы гидротурбин, валы прокатных станов и др.);

для валов высокоскоростных машин (центрифуги и др.);

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

1. Общие сведения

для устройств повышенной точности (шпиндели станков, опоры механизмов телескопов и др.);

втихоходных машинах, бытовой технике;

вприборах с малыми диаметрами валов и осей (часы, хронометры и др.);

вмашинах, работающих в воде и агрессивных средах.

Конструкции подшипников скольжения. Основные элементы под-

шипника скольжения – корпус и вкладыш. Корпус может быть цельным

и разъемным. У подшипника с разъемным корпусом соединение крышки

соснованием корпуса осуществляется с помощью болтов, шпилек, винтов или клиньев.

Корпус Вкладыш Рис. 14.3

в

Рис. 14.4

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

1. Общие сведения

Корпус подшипника может представлять собой отдельную литую или сварную деталь, присоединяемую к машине (рис. 14.3). В целях разгрузки последних от поперечных усилий, возникающих при работе, крышка и основание должны быть снабжены координационными поверхностями.

Вкладыши бывают с регулируемым и нерегулируемым зазором. Одновременно конструкции втулок и вкладышей обеспечивают во время работы один или несколько масляных клиньев.

Вкладыши в неразъемных подшипниках изготовляют в виде втулок, представленных на рис. 14.4, где а – втулка, б – вкладыш из двух половин с заливкой, в – вкладыш из лент.

Подшипники скольжения современных машин характеризуются сравнительно небольшой длиной (l/d = 0,4 −1,0, где l и d – cоответственно длина

идиаметр подшипника, мм), что понижает требования к жесткости валов

ик выбору зазора в посадке, который в коротком подшипнике может быть минимальным без опасности заедания вала в подшипнике при перекосах. С увеличением d растет надежность работы, однако свобода выбора d ограничена, так как он связан с прочностью и жесткостью вала и с его габаритами.

Пята

d

l

Fa Fa

Рис. 14.5

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

1. Общие сведения

Рис. 14.6

Короткие подшипники характеризуются быстрой потерей масла, но в них допускаются меньшие зазоры. Кроме того, они обеспечивают лучший теплоотвод от трущихся поверхностей. При большой длине цапф применяют самоустанавливающиеся подшипники, сферические выступы вкладышей которых позволяют им самоустанавливаться для устранения перекосов.

Классификация подшипников скольжения группирует последние по следующим признакам:

по направлению воспринимаемой нагрузки:

радиальные (рис. 14.5, а);

упорные (рис. 14.5, б);

радиально-упорные (рис. 14.5, в, г);

по конструкции корпуса:

сразъемным корпусом; неразъемным корпусом;

по конструкции вкладышей (втулок):

срегулируемым зазором; нерегулируемым зазором.

На рис. 14.6 представлены два вида форм подшипников скольжения.

2. Материалы, применяемыедляизготовления подшипниковскольжения

Основными требованиями, предъявляемыми к материалу вкладыша, являются:

1.Малый коэффициент трения f в паре с валом.

2.Износоустойчивость.

3.Прирабатываемость.

4.Смачиваемость маслом.

5.Теплопроводность.

Вкладыши подшипников скольжения бывают металлические, металлокерамические и неметаллические.

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

2. Материалы, применяемые для изготовления подшипников скольжения

Металлические вкладыши имеют наибольшее распространение благодаря своей высокой прочности и хорошей теплопроводности.

Металлические вкладыши выполняют из бронзы, алюминиевых сплавов и антифрикционных чугунов. Наилучшими антифрикционными свойствами обла-дают оловянистые бронзы Бр010Ф1, Бр04Ц4С17 и др. Алюминиевые (БрА9Ж3Л и др.) и свинцовые (БрС30) бронзы применяют с закаленными цапфами.

Наиболее часто употребляют баббиты – сплавы на основе олова, свинца, сурьмы и др., марки Б83, Б90, Б92, БС; они имеют небольшую твердость (HB 20–35) и мало изнашивают вал.

Вкладыши с баббитовой заливкой применяют для ответственных подшипниковпри тяжелых и средних режимах работы (компрессоры, дизели и др.).

Баббит-сплав на основе олова и свинца является одним из лучших ан- ти-фрикционных материалов. Его заливают тонким слоем на рабочую по- верх-ность втулки.

В малоответственных тихоходных механизмах используются чугунные вкладыши (АЧС-1 и др.)

Металлокерамические вкладыши изготавливают прессованием и последующим спеканием порошков меди или железа с добавлением графита, олова или свинца. Пористость этих вкладышей позволяет пропитывать их маслом и использовать их долго, без подвода смазочного материала. Такие вкладыши применяют в тихоходных механизмах и в узлах, труднодоступных для подвода масла.

Неметаллические материалы применяют в подшипниках гребных винтов, насосов, пищевых машин и др. Материал неметаллических вкладышей: текстолит, фторопласт, древеснослоистые пластики, резина. Эти материалы хорошо прирабатываются, могут работать при смачивании водой.

3. Видыразрушенийикритерииработоспособности подшипниковскольжения

Обязательным условием работы подшипника скольжения является наличие масляного слоя между трущимися поверхностями, для образования которого в посадке должен обеспечиваться гарантированный зазор. В подшипниках имеет место жидкостное, полужидкостное и граничное трение.

Наименьшие потери (f 0,001–0,003) и наименьший износ наблюдается при жидкостном трении. При нем потери определяются коэффициентом трения f в потоке жидкости, надежно разделяющем трущиеся поверхности.

Граничное трение характеризуется очень тонким слоем смазки (менее 0,1 мк), разделяющим трущиеся поверхности. Пограничный тонкий слой смазки обладает особыми свойствами, зависящими от природы и состояния трущихся поверхностей, и образует устойчивые пленки на поверхностях деталей.

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

3. Виды разрушений и критерии работоспособности подшипников скольжения

Полужидкостное трение – смешанное.

Жидкостное трение возникает лишь в специальных подшипниках при соблюдении определенных условий. Большинство подшипников скольжения работают в условиях полужидкостного трения, а в периоды пуска и остановки – в условиях граничного трения.

Подшипники скольжения могут выйти из строя по следующим причи-

нам:

1. Абразивный износ является результатом работы подшипников скольжения в условиях граничного (полупускового) трения, а также следствием попадания со смазкой абразивных частиц.

2. Задир или заедание возникают при перегреве из-за понижения вязкости масла: масляная пленка местами разрывается, образуется металлический контакт с температурными пиками. Причиной заедания могут служить перекосы валов, а также перегрузки, которые тоже приводят к выдавливанию смазки.

3.Усталостное выкрашивание поверхности происходит довольно редко

ив основном характерно при действии нагрузок по отнулевому (пульсирующему) циклу.

4.Коррозия рабочих поверхностей.

Критериями работоспособности подшипников в условиях несовершенной смазки (граничная и полужидкостная) является износостойкость и сопротивление заеданию.

Для жидкостного трения таким критерием является сохранение минимальной толщины масляного слоя при заданных режимах работы (угловая скорость, удельное давление, температура и вязкость масла).

4. Расчетыподшипниковскольжения

Основными причинами разрушения подшипников скольжения, как сказано выше, является износ и заедание, поэтому основные расчеты сводятся к устранению этих причин.

Для оценки работоспособности подшипников, работающих при полужидкостном и граничном трении, служат удельное давление на поверхности подшипника и цапфы вала p и удельная работа сил трения pv, где v – окружная скорость поверхности цапфы.

Расчет по удельному давлению гарантирует невыдавливаемость смаз-

ки:

где FR – радиальная нагрузка на подшипнике, H; d и l – диаметр и длина подшипника, мм; [p] – давление, выше которого не происходит быстрый износ

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

4. Расчеты подшипников скольжения

(вплоть до заедания); в зависимости от материала вкладыша и вала

[p] = (2–10) МПа.

Этот расчет применим в основном для медленно вращающихся валов или периодически вращающихся, например в механизмах с ручным приводом и т. п.

Расчет по отсутствию заедания гарантирует нормальный тепловой режим и отсутствие заедания.

где f – коэффициент трения.

Так как f – величина постоянная, pv ≤ [pv].

Значения [pv], так же как и значение [p], зависят от материала трущихся поверхностей и выбираются по табл. 14.1. Эти значения получены экспе- ри-ментально в определенных условиях теплоотвода и при соответствующих температурах подшипника.

Вышеуказанные два способа расчета пригодны только для граничного и полужидкостного трения.

Расчет при полужидкостном трении. К таким подшипникам относят-

ся опоры грубых тихоходных механизмов и машин с частыми пусками и остановками, работающих при неустановившемся режиме нагружения или плохих условиях подвода смазки.

П р и м е ч а н и е. Значения v следует рассматривать как максимально допустимые.

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

4. Расчеты подшипников скольжения

Расчет проводят по среднему удельному давлению, которое обеспечивает достаточную износостойкость и предотвращение заедания. Это условие соответствует зависимостям (14.1) и (14.2).

Расчет для жидкостного трения производится при условии разделения цапфы и подшипника масляной пленкой, толщина которой для заданных условий работы должна быть больше суммы микронеровностей обработанных поверхностей цапфы (табл. 14.2) и подшипника.

Кроме того, скорость скольжения v должна быть достаточной для соз- да-ния необходимой гидродинамической поддерживающей силы за счет за- кли-нивания смазки. Иными словами, расчет основан на уравнениях гидродина-мики вязкой жидкости, связывающих давление, скорость и сопротивление смазки вязкому сдвигу.

Для создания жидкостного трения необходимо, чтобы в масляном слое возникало избыточное давление или от вращения вала (гидродинамическое), или от насоса (гидростатическое). Наиболее часто применяются подшипники с гидродинамической смазкой.

Цапфа при своем вращении увлекает масло. В образовавшемся масляном клине создается избыточное давление, обеспечивающее разделение цапфы и подшипника.

По гидродинамической теории давление p может развиваться только

вклиновом зазоре. Толщина масляного слоя h зависит от угловой скорости ω

идинамической вязкости масла μ: чем больше эти величины, тем больше h, но с увеличением Rz поверхности цапфы h уменьшается.

При установившемся режиме работы

h = Kh(Rz1 + Rz2),

где Kh – коэффициент запаса, учитывающий изгиб цапфы и неточности изготовления и сборки, Kh ≥ 2; Rz1 и Rz2 – микронеровности цапфы и вкладыша.

Рекомендуется следующий порядок расчета:

1. Выбирают отношение l/d = 0,5–1. Короткие подшипники (l/d < 0,4) обладают малой грузоподъемностью. Длинные подшипники (l/d > 1) требуют повышенной точности и жестких валов.

При выборе l/d учитывают также габариты, массу, перекосы валов и др. При этом используют зависимости

р ≤ [p] и рv ≤ [pv].

Таблица 14.2

Максимальная высота микронеровностей Rz поверхностей цапфы

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

4.Расчеты подшипников скольжения

2.Вычисляют среднее значение относительного зазора:

ψ = 8 10–3 v0,25,

где v – окружная скорость цапфы.

3.Выбирают сорт масла. В подшипниках общего назначения рекомендуют масла индустриальные 45, 30, 20 и турбинное 25.

Среднюю температуру масла tср обычно выбирают в пределах 45–75 ºС. По справочнику определяют среднюю вязкость масла.

4.Подсчитывают коэффициент нагруженности подшипника по формуле

СF = F2ψ2/μωld = pψ2/μω.

Далее по справочнику определяют относительный эксцентриситет χ. Полученные значения согласовывают с одной из рекомендуемых поса-

док (обычно H7/f 7, Н9/с8, Н7/с8, Н9/d9).

5. Определяют минимальный слой масла:

hmin = 0,55(1 – χ).

6. Выявляют критическое значение масляного слоя:

hкр = Rz1 + Rz2,

где Rz1 и Rz2 – шероховатости поверхности соответственно вала и вкладыша, которые принимают по ГОСТ 278 в пределах 6,3–0,2 мкм. Рекомендуют обработать цапфу не ниже Rz = 6,3.

7. Определяют коэффициент запаса надежности по толщине масляного

слоя:

Sh = hmin ≥ [Sh] ≈ 2.

hкр

Тепловой расчет для быстроходных подшипников скольжения имеет решающее значение. Тепловым расчетом окончательно устанавливаются необходимый зазор и давление масла при условии, что температура подшипника не превысит допустимой величины [t], ºC. Расчет ведется на основе теплового баланса: тепловыделение равно теплоотдаче.

ЛЕКЦИЯ 14. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

Контрольныевопросы

1. Из каких конструктивных элементов состоят подшипники скольже-

ния?

2.Каковы достоинства и недостатки подшипников скольжения?

3.В каких областях машиностроения применяют подшипники скольже-

ния?

4.Каково назначение направляющих скольжения?

5.Как классифицируют вкладыши подшипников?

6.Какие материалы применяют для изготовления вкладышей, как их назначают?

7.Назовите виды разрушений подшипников скольжения.

8.Критерии работоспособности подшипников скольжения.

9.Какие параметры определяют при расчете подшипников скольжения

вусловиях несовершенной смазки, жидкостной смазки?

10.По какому условию судят о наличии режима жидкостной смазки?

ЛЕКЦИЯ 15 РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ

КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

П л а н л е к ц и и

1.Общие сведения.

2.Шпоночные соединения.

3.Шлицевые соединения.

4.Штифтовые соединения.

5.Критерии оптимизации разъемных нерезьбовых соединений.

6.Условия работоспособности.

7.Базовый алгоритм подбора параметров соединений для передачи кру-тящего момента.

8.Проблемные ситуации.

1. Общиесведения

Существует большая группа разъемных соединений, в которых разъем осуществляется не с помощью резьбы, а посредством особых конструктивных условий сборки. К этой группе следует отнести в первую очередь шпоночные, штифтовые и шлицевые соединения.

Это стандартные способы соединения, в которых все конструктивные

В зависимости от назначения, как правило, осуществляется по одному из базовых размеров. При этом работоспособность соединения оценивается проверочными расчетами уже после конструктивной разработки соединений. Если выбранное соединение не удовлетворяет условиям работоспособности, то необходимо менять параметры соединения, его вид, либо вовсе переходить на другой способ соединения.

2. Шпоночныесоединения

Шпоночные соединения состоят из вала, шпонки и ступицы колеса (шкива или другой детали).

Шпонка – это деталь, устанавливаемая в пазах двух соприкасающихся деталей и препятствующая относительному повороту или сдвигу этих деталей.

Шпоночные соединения предназначены для передачи крутящего момента от вала к сидящим на нем деталям и наоборот.

Достоинства шпоночного соединения – конструктивная простота и сравнительная легкость сборки и разборки.

Недостатки шпоночного соединения:

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

2. Шпоночные соединения

1.Ослабление вала.

2.Необходимость применения длинных ступиц.

3.Технологическая сложность обеспечения необходимой точности, которая заключается в соблюдении двух технологических параметров:

а) симметрия плоскости шпоночных пазов относительно плоскости вала; б) отсутствие перекоса шпонки на валу.

4.При любом способе сборки шпоночного соединения заметно возрастает торцевое биение сидящей на валу детали, особенно заметное при коротких ступицах.

Шпоночные соединения бывают ненапряженные и напряженные (рис. 15.1). Ненапряженные соединения характеризуются отсутствием напряжения до передачи момента, в напряженных соединениях до передачи момента напряжения присутствуют.

Ненапряженные соединения. Обычно для передачи крутящих моментов используются шпоночные соединения при диаметрах вала dв свыше 5 мм. При этом наиболее часто используются шпонки двух типов:

призматические для диаметров валов свыше 5 мм; сегментные для диаметров валов от 13 до 58 мм.

По конструкции применяются шпонки двух исполнений: при термообработке вала и втулки – исполнение 1; при термообработке только вала – исполнение 2.

Все размеры сегментных шпонок определяются по таблицам ГОСТа,

взависимости от диаметра вала. Для призматических шпонок ширина b

ивысота h выбираются из таблицы ГОСТа в зависимости от диаметра вала, длина l шпонки зависит от размеров b и h и определяется по рекомендуемому ряду длин.

Шпоночные

соединения

Рис. 15.1

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

2. Шпоночные соединения

перекос и концентрацию давления, но резко ослабляет сечение вала, поэтому эти шпонки применяют для диаметров валов dв ≤ 58 мм.

Стандартные шпонки изготовляют из специального сортамента среднеуглеродистой, чистотянутой стали (ГОСТ 8787–68, ГОСТ 8786–68). Легированные стали применяют для специальных шпонок.

Напряженные соединения. К таковым принадлежат клиновые шпонки, имеющие форму клина с уклоном спинки 1:100. Размеры клиновых шпонок регламентированы ГОСТ 8792–68. Шпонки забивают в пазы, в результате чего отпадает необходимость в дополнительных креплениях детали на валу. однако подобное напряженное соединение нарушает правильность вращения, так как шпонка смещает «на себя» зазор между валом и отверстием ступицы колеса, т. е. нарушает центрирование деталей. Этот недостаток ограничивает применение клиновых шпонок.

К л и н о в а я в р е з н а я ш п о н к а (рис. 15.5) применяется в тихоходных передачах, хорошо воспринимает ударные и знакопеременные нагрузки. Работает широкими гранями, по боковым граням имеется зазор.

К л и н о в а я ф р и к ц и о н н а я ш п о н к а (рис. 15.6) применяется при необходимости частой перестановки в угловом и осевом направлениях.

А

Рис. 15.5

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

2. Шпоночные соединения

b

l

d

А

Рис. 15.7

К л и н о в а я т а н г е н ц и а л ь н а я ш п о н к а (рис. 15.7) представляет собой два клина с уклоном 1:100 каждый. Размеры этих шпонок регламентированы ГОСТ 8796–68. Работают узкими гранями. Натяг между валом и ступицей создается, в отличие от клиновых врезных шпонок, не в радиальном, а в касательном (тангенциальном) направлении относительным осевым смещением клиньев. Применяются для диаметров валов dв > 60 мм при передаче больших крутящих моментов с переменным режимом работы. Ставятся шпонки под углом 120–135º.

3. Шлицевыесоединения

Шлицевые соединения широко применяются в машиностроении и в основном используются для передачи значительных нагрузок. Все размеры их стандартизованы.

Шлицевые соединения образуются выступами – зубьями на валу и со- от-ветствующими впадинами (пазами) в ступице. Рабочими поверхностями являются боковые стороны зубьев. Зубья вала фрезеруют по методу обкатки или накатывают в холодном состоянии профильными роликами по методу продольной накатки. Пазы изготовляют протягиванием.

Шлицевые соединения классифицируют как соединения с прямобочными зубьями (рис. 15.8, а), с эвольвентными зубьями (рис. 15.8, б), с треугольными зубьями (рис. 15.8, в).

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

3. Шлицевые соединения

По условиям эксплуатации в каждой группе шлицевых соединений предусматриваются три категории серий: тяжелая, средняя, легкая. Назначение, условие эксплуатации, а также термообработка поверхностей определяют допускаемые напряжения смятия поверхностей шлицев, т. е. условие прочности соединения.

Основные параметры шлицев определяются по стандарту в зависимости от диаметра вала d и серии.

Достоинства шлицевых соединений по сравнению со шпоночными:

1.Обеспечивается лучшее центрирование соединяемых деталей и более точное направление при осевом перемещении.

2.Уменьшается число деталей соединения. Шлицевое соединение об- ра-зуют две детали, шпоночное – три-четыре.

3.При одинаковых габаритах допускают передачу больших вращающих моментов за счет большей поверхности контакта.

4.Обеспечивается высокая надежность при динамических и реверсив-

5.Вал зубьями ослабляется незначительно. Шлицевый вал можно рассчитывать на прочность так же, как гладкий, диаметр которого равен внутреннему диаметру зубчатого вала.

6.Уменьшается длина ступицы.

в

Рис. 15.8

Недостатками шлицевых соединений по сравнению со шпоночными яв-

ляется более сложная технология изготовления, а следовательно, и более высокая стоимость.

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

4. Штифтовыесоединения

Штифтовые соединения используются в конструкциях:

1)для передачи крутящего момента с одновременной фиксацией положения деталей по отношению друг к другу;

2)для передачи сдвигающих сил и фиксации взаимного положения деталей при повторной сборке.

Впервом варианте обычно рекомендуются конические штифты (рис. 15.9), во втором варианте – цилиндрические (рис. 15.10).

Рис. 15.9

Рис. 15.10

В государственном стандарте предусмотрены следующие типы штиф-

тов:

а) цилиндрические: цилиндрический гладкий (тип 1), цилиндрический насечной (тип 2), цилиндрический установочный (тип 3);

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

4. Штифтовые соединения

б) конические: конический гладкий (тип 4), конический установочный с резьбовой цапфой (тип 5), конический с внутренней резьбой (тип 6), конический разводной (тип 7).

Указанные номера типов штифтов присвоены штифтам в процессе разработки схемы алгоритма расчета и выбора штифтовых соединений.

Для изготовления штифтов используются сталь 45, сталь А12, сталь серебрянка У10А, а также бронза БрКМц3-1.

5.Критерииоптимизацииразъемныхнерезьбовыхсоединений

Всистемах автоматического проектирования механических устройств необходимо, чтобы программные средства не только обеспечивали мини- маль-ные времязатраты на проектирование устройства соединения, но и га- рантиро-вали оптимальный вариант соединения. Так как главным критерием работо-способности соединения является его прочность, то в качестве основного критерия оптимизации параметров соединения выбирается ограничение недо-грузки соединения не более 20 % либо его перегрузки до 10 % от расчетной нагрузки.

Вэтом случае прочность соединения оценивается коэффициентом нагружения, представляющим собой отношение фактического напряжения в соединении к значению допускаемого напряжения для принятых материалов.

Условие оптимальной работоспособности: для шпоночного соединения

для шлицевого соединения

0,8 ≤ Ксм = [σσсм]см ≤ 1,1,

для штифтового соединения

0,8 ≤ Кср = [ττср]ср ≤ 1,1;

где Ксм, Кср – коэффициенты запаса прочности по смятию и срезу; σсм, τср – фактические напряжения смятия и среза; [σ]см, [τ]ср – допускаемые напряжения смятия и среза.

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

6. Условияработоспособности

Шпоночные соединения. С е г м е н т н ы е ш п о н к и проверяются на работоспособность по напряжениям смятия и среза по формулам

где Т – крутящий момент, Н мм; Z – число шпонок; k – высота выступающей части шпонки, мм; l – длинашпонки, мм; d – диаметрвала, мм; b – ширинашпонки, мм.

Если в соединении возникает перегрузка, т. е. σсм/[σ]см > 1,1 или τср/[τ]ср > 1,1, следует увеличить число сегментных шпонок до двух либо перейти на соединение призматической шпонкой. При недогрузке более 20 % уменьшаются размеры шпонки.

П р и з м а т и ч е с к и е ш п о н к и проверяются на работоспособность по напряжениям смятия и среза также по формулам (15.1).

В случае перегрузки (σсм/[σ]см > 1,1 или τср/[τ]ср > 1,1) следует либо увеличить длину ступицы детали, либо увеличить число призматических шпонок до двух, либо перейти на шлицевое соединение. При недогрузке более чем на 20 % необходимо изменить размеры шпонки, сократив ее длину или ширину и высоту.

Шлицевые соединения. В машиностроительных конструкциях наиболее широко применяются два вида шлицевых соединений: прямобочные и эвольвентные. Эти соединения по назначению разделяются на три группы: неподвижные, подвижные не под нагрузкой, подвижные под нагрузкой.

Оценка работоспособности шлицевых соединений выполняется по условию прочности на смятие боковых поверхностей шлицев.

Напряжения смятия вычисляются по следующим зависимостям: а) для прямобочного соединения

б) для эвольвентного соединения при центрировании по наружному диаметру

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

6. Условия работоспособности

в) для эвольвентного соединения при центрировании по боковым поверхностям

где Т – передаваемый крутящий момент, Н мм; Z – число шлицев; D – на- руж-ный диаметр шлицев, мм; d – внутренний диаметр шлицев, мм; f – высота фаски, мм; lсм – длина смятия ступицы детали, мм; m – модуль эвольвентных шлицев, мм.

При перегрузке соединения (σсм/[σ]см > 1,1) следует увеличить параметры шлицы либо длину ступицы. Если соединение недогружено (σсм/[σ]см > 0,8), то необходимо уменьшить эти параметры либо перейти на шпоночное соединение.

Штифтовые соединения. Ш т и ф т ы, п е р е д а ю щ и е к р у т я- щ и й м о м е н т, выбираются в зависимости от диаметра вала по соответствующим таблицам ГОСТа.

где Т – передаваемый валом крутящий момент, Н мм; dв – диаметр вала, мм; dш – диаметр штифта, мм.

Для штифтов, передающих крутящие моменты, в случае перегрузки необходимо отказаться от такого способа соединения и перейти на шпоночные соединения. При недогрузках более 20 % уменьшается диаметр штифтов.

Фи к с и р у ю щ и е ш т и ф т ы (для фиксации положения детали

ипередачи сдвигающих сил) выбираются по таблицам ГОСТа, в зависимости от толщины соединяемых деталей. Для такого соединения необходимо выби-

рать число соединительных штифтов Z ≥ 2.

Эти штифты также проверяются на напряжение среза:

где F – сдвигающая сила, Н.

Если в соединении возникает перегрузка, т. е. τср/[τ]ср ≤ 1,1, то для фиксирующих штифтов увеличивается либо их число, либо диаметры.

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

7. Базовыйалгоритмподборапараметровсоединений дляпередачикрутящегомомента

Базовая программа проектирования соединения содержит три модульные подпрограммы (рис. 15.11) проектирования штифтовых (блок 3), шпо- ноч-ных (блок 5), шлицевых соединений (блок 4), а также переход между модульными подпрограммами (блок 2).

Оценка оптимальности подбора соединения осуществляется в логических блоках перехода 6–11 по коэффициентам нагружения для напряжений среза и смятия соединения.

В случаях 10%-ной перегрузки либо 20%-ной недогрузки выполняется переход к блоку 12 – внесение изменений в параметры соединения. Если изменение параметров не позволяет добиться нужного условия нагружения, то в программе осуществляется переход на другой тип соединения и возврат к блоку 2 – на начало программы.

При перегрузке штифтового соединения программа заменяет этот тип соединения на шпоночное; при перегрузке шпоночного соединения происходит переход на шлицевое соединение. Аналогичный переход в обратном направлении (шлицевое – шпоночное – штифтовое) выполняется при недогрузках соединения.

Так как все три типа соединений являются стандартными, то в программе содержится обширная база данных стандартных соединительных элементов:

а) диаметры и длины всех типов конических и цилиндрических штиф-

тов;

б) параметры (длина, высота и ширина) призматических и сегментных шпонок;

в) размеры прямобочных и эвольвентных шлицев легкой, средней

итяжелой серий.

Вблоке 13 осуществляется вывод на печать результатов расчета оптимальных параметров подобранного соединения.

8. Проблемныеситуации

Проблемные ситуации, возникающие в процессе проектирования разъемных нерезьбовых соединений, можно разделить на две группы:

а) проблемы конструктивного характера; б) проблемы, связанные с оценкой работоспособности соединения.

Проблемы конструктивного характера – проблемы определения места соединения в определенной конструкции, условий эксплуатации, его назна- че-ния и т. п. Такие проблемы решаются для конкретного случая разработки изделия. Поэтому ниже будут рассмотрены только проблемы, связанные с оценкой работоспособности соединения.

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

8. Проблемные ситуации

Проектированиешпоночногосоединения.

П р о б л е м а в ы б о р а т и п а ш п о н к и. При значениях диаметров вала менее 3 мм для сегментных шпонок и менее 5 мм для призматических следует отказаться от такого соединения, заменив его на штифтовое.

При значениях диаметров вала более 42 мм сегментные шпонки не применяются – следует выбрать другой тип шпонки. При значениях диаметров вала более 200 мм используются только шлицевые соединения.

мые значения ширины, высоты и длины шпонки находят по таблицам стандартов. Для призматических шпонок значения ширины и высоты шпонки можно принимать либо рекомендуемые, либо меньше в случае недо-грузки, согласовав эти величины со стандартными значениями.

Длина шпонки для данного сечения должна соответствовать стандартному диапазону.

Для сегментных шпонок каждому значению ширины соответствует несколько значений высоты, поэтому высоту шпонки вводят путем выбора стандартных значений. Длина сегментной шпонки не выбирается, так как ее значение строго соответствует выбранным значениям ширины и высоты.

П р о б л е м а н е д о г р у з к и ш п о н о ч н о г о с о е д и н е н и я. Дляуменьшенияпроцентанедогрузкиможноиспользоватьследующиеварианты:

а) уменьшить длину призматической шпонки. Для этого нужно взять меньшую длину шпонки из списка рекомендуемых длин;

б) уменьшить высоту сегментной шпонки, выбрав из стандартного перечня другое значение. Уменьшить размеры поперечного сечения шпонки b и h, согласовав эти значения со стандартом. При значительной недогрузке целесообразно отказаться от шпоночного соединения и перейти на штифтовое.

П р о б л е м а п е р е г р у з к и. Устранить перегрузку шпонки призматической можно путем увеличения ее длины. Для этого необходимо выбрать из стандарта бόльшую длину стандартной шпонки.

Перегрузку сегментной шпонки можно снизить за счет увеличения ее высоты и длины.

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

8. Проблемные ситуации

Исключить перегрузку можно постановкой нескольких шпонок. При значительной перегрузке целесообразно отказаться от шпоночного соединения и перейти на шлицевое соединение.

Проектированиешлицевогосоединения.

П р о б л е м а в ы б о р а п а р а м е т р о в ш л и ц е в. Для шлицевых эвольвентных соединений необходимо уточнить значение наружного диаметра шлицев и модуля согласно стандарту. Значение модуля в процессе расчета можно изменять при перегрузках и недогрузках соединения.

Для прямобочных шлицев все значения параметров выбираются в зависимости от исходных данных.

П р о б л е м а н е д о г р у з к и. Для уменьшения процента недогрузки следует:

а) уменьшить длину ступицы детали; б) изменить серию шлицев, перейдя на более легкие условия работы

и эксплуатации; в) при значительной недогрузке следует отказаться от шлицевого со-

единения и выбрать шпоночное соединение.

П р о б л е м а п е р е г р у з к и. Устранить перегрузку шлицевого соединения можно следующим образом:

а) увеличить длину ступицы детали; б) изменить условия работы на более тяжелые путем замены серий

шлицев.

Проектированиештифтовогосоединения.

П р о б л е м а в ы б о р а п а р а м е т р о в ш т и ф т а (блоки 3, 6 рис. 15.11). Рекомендуемые значения диаметров штифта и его длину находят по таблицам стандартов. При этом значение диаметра можно принимать либо рекомендуемые, либо меньше. Длину штифта следует принимать в диапазоне стандартных значений для данного диаметра в бόльшую сторону по отношению к рекомендуемому.

Пр о б л е м а н е д о г р у з к и. Для уменьшения процента недогрузки есть два пути:

а) уменьшить диаметр штифта либо число штифтов; б) взять менее прочный материал штифта.

Пр о б л е м а п е р е г р у з к и. При перегрузке штифтового соединения, предназначенного для передачи крутящего момента, необходимо отказаться от этого типа соединения и перейти на шпоночное соединение.

ЛЕКЦИЯ 15. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА

Контрольныевопросы

1.Посредством чего осуществляется разъем штифтовых, шпоночных

ишлицевых соединений?

2.Для чего предназначены шпоночные соединения?

3.Достоинства и недостатки шпоночных соединений.

4.Как классифицируют шпоночные соединения?

5.Чем отличаются напряженные и ненапряженные шпоночные соеди-

нения?

6.Какие типы шпонок используют при ненапряженных соединениях?

7.По какому параметру проверяют на работоспособность призматические шпонки?

8.Чем отличается сегментная шпонка от призматической?

9.Из каких материалов изготавливают шпонки?

10.Для чего используют шлицевые соединения?

11.Как классифицируют шлицевые соединения?

12.Достоинства и недостатки шлицевых соединений по сравнению со шпоночными.

13.Какое назначение имеют штифтовые соединения?

14.Как классифицируют штифты?

• Ответить