Шпоночная ступица для вала

6. Соединения типа вал-ступица

6.1. Соединения с натягом

Соединение двух деталей по круговой цилиндрической поверхности можно осуществить, если при изготовлении деталей обеспечить натяг посадки, а при сборке запрессовать одну деталь в другую (рис. 6.1).

Рис. 6.1. Соединение с натягом

Натягом N называют положительную разность диаметров вала и отверстия: N = BA . После сборки вследствие упругих и пластических деформаций диаметр d посадочных поверхностей становится общим. При этом на поверхности посадки возникают удельное давление р и соответствующие ему силы трения. Силы трения обеспечивают неподвижность соединения и позволяют воспринимать как крутящие, так и осевые нагрузки. Такое соединение называют прессовым.

Нагрузочная способность прессового соединения, прежде всего, зависит от натяга, значение которого устанавливают в соответствии с нагрузкой. Расчетный натяг очень невелик, измеряется микрометрами.

Сборку любого прессового соединения выполняют одним из трех способов: прессованием, нагревом втулки, охлаждением вала.

Прессование – распространенный и несложный способ сборки. Ему свойственны недостатки: смятие и частичное срезание (шабровка) шероховатостей

шероховатостей посадочных поверхностей. Шабровка и смятие шероховатостей приводят к ослаблению прочности соединения до 1,5 раз по сравнению со сборкой нагревом или охлаждением.

Шабровка поверхностей контакта устраняется полностью при сборке по методу нагревания втулки (до 200…400 ° С) или охлаждения вала (твердая углекислота – 79 ° С, жидкий воздух – 196 ° С). Недостатком метода нагревания является возможность изменения структуры металла, появление окалины и коробления. Метод охлаждения свободен от этих недостатков.

Необходимую разность температур t нагрева втулки или охлаждения вала, обеспечивающую свободную сборку, подсчитывают по формуле:

t = ( Nmax + Z ) / ( αd ), (6.1)

где Nmax – наибольший натяг посадки;

Z – минимально необходимый зазор, обеспечивающий свободную сборку (рекомендуется принимать равным минимальному зазору посадки Н7/ g 6);

α – температурный коэффициент линейного расширения (для стали α = 10·10 -6 ° С -1 );

d – номинальный диаметр посадки.

Расчет на прочность. Условие прочности соединения при нагружении осевой силой Fa

k Fa f p π d l , (6.2)

где р – давление на поверхность контакта;

k ≈ 1,5-2 – коэффициент запаса.

Условие прочности соединения при нагружении крутящим моментом (рис. 6.2):

k Tf p π d 2 l / 2. (6.3)

Недостатки соединений обусловлены сложностью демонтажа и возможностью повреждения посадочных поверхностей при этом. Соединения выходят из строя в результате «сползания» (взаимного осевого смещения) охватывающей детали по охватываемой и разрушения деталей.

Рис. 6.2. Расчетная схема соединения с натягом

Взаимные осевые смещения деталей соединений происходят вследствие чрезмерных сдвигающих сил, а также в результате «срабатывания» посадки, т.е. потери натяга в процессе циклического нагружения.

6.2. Шпоночные и шлицевые соединения

Шпоночные соединения. Шпоночные и шлицевые соединения широко используются в современном машиностроении. Они служат для передачи вращающего момента от вала к ступице зубчатого колеса, шкива, маховика и др.

Достоинствами шпоночных соединений являются: простота конструкции; сравнительная легкость сборки и разборки.

Недостаток – ослабление вала и ступицы, а также необходимость подгонки элементов.

Различают ненапряженные и напряженные шпоночные соединения. Ненапряженные шпоночные соединения выполняют с помощью призматических (рис. 6.3, а) и сегментных (рис. 6.3, б) шпонок.

Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение с отношением высоты к ширине от h / b = 1 (для валов диаметром до 22 мм) до h / b = 0,5 (для валов больших диаметров). Рабочими у призматических шпонок являются боковые узкие грани. В радиальном направлении предусмотрен зазор. Материал шпонок – чистотянутая сталь с пределом прочности σв ≥ 600 МПа.

Рис. 6.3. Соединения шпонками

Сегментные шпонки имеют глубокую посадку и не перекашиваются под нагрузкой, они взаимозаменяемые. Однако глубокий паз существенно ослабляет вал, поэтому сегментные шпонки используют преимущественно для закрепления деталей на малонагруженных участках вала (на входных или выходных хвостовиках валов).

Клиновые врезные шпонки (рис. 6.3, в) создают при запрессовке в паз напряженное соединение по широкому торцу. В клиновых соединениях возможны перекос детали при сборке и биение вследствие радиального смещения. Поэтому область применения клиновых шпонок ограничена.

Шпоночные соединения выходят из строя из-за смятия рабочих граней. Возможен срез шпонок. Прочностную надежность соединений оценивают по напряжениям смятия:

, (6.4)

где Т – вращающий момент;

lP – рабочая длина шпонки;

t 2 = 0,4 h – глубина врезания шпонки в ступицу;

[σсм] – допускаемое напряжение на смятие для материала шпонки при спокойной нагрузке: для неподвижных соединений при стальных ступицах [σсм] = 100…150 МПа (бόльшие значения принимают при легком режиме работы соединения), в подвижных соединениях [σсм] = 20…30 МПа.

При переменных режимах нагружения допускаемые напряжения уменьшают: при реверсировании в 1,5, а при ударных нагрузках в 2 раза.

Шлицевые (зубчатые) соединения подобны многошпоночным, у которых зубья (шлицы) изготовлены заодно с валом. Зубья на валу фрезеруют или накатывают, а пазы в отверстиях ступицы получают протягиванием.

По сравнению со шпоночными шлицевые соединения имеют меньшие радиальные габариты, высокую несущую способность, взаимозаменяемы и обеспечивают хорошее центрирование деталей. Благодаря этому их используют в условиях массового производства конструкций и при большей частоте вращения валов.

По форме профиля различают шлицевые соединения трех типов: прямобочные, эвольвентные и треугольные (рис. 6.4).

Рис. 6.4. Шлицевые соединения:

а, б, в – прямобочные, г – эвольвентные, д – треугольные

Соединения с прямобочными зубьями распространены в машиностроении. В зависимости от числа зубьев ( z = 6-20) и их высоты стандартом предусмотрены три серии соединений валов с диаметром от 23 до 125 мм (легкая, средняя и тяжелая). Большее число зубьев имеют соединения тяжелой серии.

При необходимости точной соосности вала и ступицы центрирование производят по одному из диаметров. При твердости поверхностного слоя ступицы до 350 НВ наиболее технологичным является центрирование по D (см. рис. 6.4, а). В этом случае отверстие обрабатывают протягиванием, а вал – круглым шлифованием. При высокой твердости материала ступицы используют центрирование по d (см. рис. 6.4, б), а посадочные поверхности вала и отверстия доводят шлифованием. Центрирование по боковым сторонам шлицев обеспечивает равномерное распределение нагрузки по зубьям, его реализуют при тяжелых условиях работы соединений (см. рис. 6.4, в).

В авиастроении применяют в основном соединения с эвольвентными шлицами, характеризующимися по сравнению с прямобочными следующими преимуществами:

— бόльшим сопротивлением усталости вала благодаря сравнительно мелким зубьям и скруглениям впадин, что вдвое снижает концентрацию напряжений;

— возможностью нарезания шлицев с высокой точностью методом обкатки на таком же оборудовании, которое применяют для изготовления зубчатых колес.

Размеры зубьев эвольвентного соединения зависят от модуля зацепления m и числа зубьев z , установленных стандартом для каждого наружного диаметра. Делительный диаметр соединения d = mz . Высоту зуба берут h = m .

Соединения с треугольными зубьями применяют преимущественно в приборостроении при ограниченных радиальных габаритах.

Расчет соединений. Соединения выходят из строя преимущественно из-за повреждения рабочих поверхностей зубьев (смятие, износ) и усталостного разрушения валов. Зубья рассчитывают на смятие, как и шпоночные соединения

, (6.5)

где Т – номинальный крутящий момент (наибольший из длительно действующих);

k = 0,7-0,8 – коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям;

z – число зубьев;

h – рабочая высота зубьев;

l – рабочая длина зубьев;

d ср – средний диаметр соединения.

Для прямобочных зубьев h = 0,5( Dd ) – 2 f , dc р = 0,5( D + d ); для эвольвентных зубьев h = m , dc р = mz , где m – модуль зубьев.

Количество зубьев и диаметры заданы в стандарте в зависимости от диаметра вала.

Читайте также  Шум первичного вала фольксваген

6.3. Профильные соединения

Профильными называют соединения, в которых ступица (втулка) насаживается на фасонную поверхность вала и таким образом обеспечивается передача вращения.

На рис. 6.5 в качестве примера показано соединение на квадрате со скругленными углами (для снижения концентрации напряжений). По сравнению со шпоночными и шлицевыми соединениями эти соединения имеют небольшую концентрацию напряжений. Однако сложность изготовления профильной поверхности ограничивает области применения соединений.

Рис. 6.5. Профильное соединение

Расчет соединений. Профильные соединения рассчитывают на смятие. Условия прочности по допускаемым напряжениям для соединения, показанного на рис. 6.5, имеет обычный вид:

σсм = 3Т / ( b 2 l ) l = (1…2) d – длина соединения;

b – ширина прямолинейной части грани;

[σсм] = 100…140 МПа допускаемое напряжение смятия для термообработанных поверхностей.

1. Общие сведения Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица детали (колеса, шкива, звездочки и др.)


1. Общие сведения

Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица детали (колеса, шкива, звездочки и др.). Шпонка представляет собой стальной брус, устанавливаемый в пазы вала и ступицы.

Назначение шпоночных соединений – передача вращающего момента между валом и ступицей.

Достоинства шпоночных соединений — простота конструкции и сравнительно невысокая стоимость изготовления, легкость монтажа и демонтажа, вследствие чего их применяют во всех отраслях машиностроения.

Недостатки — невысокая нагрузочная способность; в большинстве случаев необходима ручная подгонка при установке шпонки в паз вала; шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой на вал детали. Ослабление вала обусловлено не только уменьшением его сечения, но и значительной концентрацией напряжений, вызываемой шпоночным пазом.

Применение. Шпоночные соединения выполняют неподвижными и подвижными. В качестве неподвижных наиболее рациональны шпоночные соединения, сочетающиеся с посадкой ступицы на вал с натягом. Она обеспечивающей хорошее центрирование ступицы на валу. Направляющие и скользящие шпонки иногда используют в подвижных в осевом направлении соединениях ступицы с валом (например, передвижной блок шестерен коробки скоростей).

2. Соединения призматическими шпонками

Призматическая шпонка представляет собой прямоугольную призму (Рис. 1,а). Другие исполнения имеют закругление соответственно одного или двух торцов (Рис. 1, б). Закругленные торцы шпонки облегчают установку детали на вал при незначительном несовпадении боковых поверхностей шпонки и паза в отверстии детали.

Паз в ступице выполняют протяжкой или долбяком. Паз под шпонку на валу выполняют концевой фрезой.

Установку шпонки в паз на валу выполняют с натягом. Глубина паза 0,6 от высоты h шпонки. Призматическая шпонка не удерживает деталь от осевого смещения вдоль вала.

Размеры призматических шпонок стандартизованы. В стандарте указаны для каждого диаметра d вала значения ширины b и высоты h шпонки, глубины t1 и t2 паза на валу и ступице соответственно. Стандартизованы также длины шпонок.

Рабочими являются боковые, грани шпонок. При передаче вращающего момента с вала на деталь боковые (рабочие) поверхности шпонки испытывают действие напряжений смятия , продольное сечение- напряжений среза .

При расчетах на прочность принимают, что шпонка нагружена окружной силой , а напряжения смятия равномерно распределены как по высоте, так и по длине шпонки.

Основным критерием работоспособности шпоночных соединений является прочность. Размеры шпонок и пазов подобраны так, что прочность шпонок на срез была обеспечена, если выполнено условие прочности на смятие, поэтому основной расчет шпоночных соединений — расчет на смятие.

Соединения с призматическими шпонками (рис. 2) проверяют по условию прочности на смятие:

г
Рис. 2
де Т — вращающий момент, ; d — диаметр вала, мм;

— выступающая из вала часть шпонки (глубина врезания шпонки в ступицу), мм; lp — расчетная длина шпонки, мм (рис. 1); — допускаемое напряжение смятия, МПа.

При проектировочном расчете из условия прочности находят расчетную длину lp, мм шпонки:

Рис. 3

атем полную длину с округлением до ближайшего значения по стандарту. С целью уменьшения неравномерности распределения напряжений по высоте и длине шпонки длину соединения ограничивают: .

Условие прочности по напряжениям среза:

Здесь b — ширина шпонки, мм; — допускаемые напряжения среза, МПа.

3. Соединения с сегментными шпонками

Сегментную шпонку получают, отрезая от круглого прутка диаметром D диск толщиной b, который затем разрезают на два равных сегмента. При этом высота шпонки h = 0,4D, длина (3, а).

Паз на валу выполняют дисковой фрезой, в ступице — протяжкой или долбяком. Такой способ изготовления обеспечивает легкость установки и удаления шпонки, взаимозаменяемость сопряжения. Ручная подгонка обычно не требуется. Шпонка в пазу вала самоустанавливается — не нужно дополнительное крепление к валу.

Сегментные шпонки широко применяют в производстве. Недостатком соединения является ослабление сечения вала глубоким пазом, снижающим сопротивление усталости вала. Поэтому сегментные шпонки применяют при передаче относительно небольших вращающих

моментов и при установке деталей на малонагруженных участках вала (например на концах валов).

Сегментные шпонки, как и призматические, работают боковыми гранями (рис. 4). Шпонки стандартизованы. Для каждого диаметра d вала в стандарте приведены значения .,

Ш
Рис. 4
понки проверяют на прочность по напряжениям смятия . и среза по формулам, приведенным для призматических шпонок.

При этом высота k выступающей из вала части шпонки равна: .

4. Материалы шпонок и выбор допускаемых напряжений

Материалом шпонок служат среднеуглеродистые стали с временным сопротивлением МПа (например, стали марок Ст 6, 45, 50). Значения допускаемых напряжений выбирают в зависимости от характера нагрузки и условий работы соединения (табл. 1).

Выбор допускаемых напряжений для шпоночных соединении

Тип соединения, материал ступицы ,МПа
Неподвижное, стальная ступица 130…200
Неподвижное, ступица из чугуна или стального литья 80…110
Подвижное без нагрузки, стальная ступица. 20…40

Большие значения принимают при постоянной нагрузке, меньшие – при переменной и работе с ударами.

При реверсивной нагрузке снижают в 1,5 раза. Допускаемое напряжение на срез шпонок МПа. Большее значение принимают при постоянной нагрузке.

Детали машин

Шпоночные соединения

Характеристика шпоночных соединений

Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица колеса (шкива, звездочки и т. п.) .
Шпонка представляет собой стальной брус, устанавливаемый в пазы вала и ступицы. Она служит для передачи вращающего момента от вала к ступице и наоборот.
Основные типы шпонок стандартизированы.

Шпоночные пазы на валах получают фрезерованием дисковыми или концевыми фрезами, в ступицах – протягиванием (см. рис. 1) .

Достоинства шпоночных соединений – простота конструкции, вследствие чего их широко применяют во всех областях машиностроения.

Недостатки – шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой на вал детали. Ослабление вала обусловлено не только уменьшением его сечения, но, главное, значительной концентрацией напряжений изгиба и кручения, вызываемой шпоночным пазом.

Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении: при изготовлении паза концевой фрезой, требуется ручная пригонка шпонки по пазу; при изготовлении дисковой фрезой – крепление шпонки в пазу винтами от возможных осевых перемещений.

Классификация шпоночных соединений

Шпоночные соединения подразделяют на ненапряженные и напряженные.
Ненапряженные соединения получают при использовании призматических и сегментных шпонок. При сборке этих соединений в деталях не возникает монтажных напряжений. Для обеспечения центрирования и исключения контактной коррозии (фретинг-коррозии) ступицы устанавливают на валы с натягом.

Напряженные соединения получают при применении клиновых и тангенциальных шпонок (рис. 2) . При сборке таких соединений возникают предварительные (монтажные) напряжения. Тангенциальные шпонки являются разновидностью клиновых шпонок. При запрессовке клиновых шпонок в соединении возникают распорные радиальные силы, что приводит к появлению дисбаланса.
Клиновые шпонки в настоящее время применяются редко, поэтому их методика расчета на прочность здесь не рассматривается.

Читайте также  Эластичная муфта карданного вала для омега

По форме различают три основных типа шпонок (кроме клиновых и тангенциальных, рис. 2) – призматические , сегментные и круглые .

Призматические шпонки (рис. 3) изготавливают в нескольких исполнениях – с плоскими и скругленными торцами. Округление торцов шпонки облегчает монтаж конструкции.
Шпонки с плоскими торцами устанавливают вблизи деталей (концевых шайб, колец и т. п.) , препятствующих ее осевому перемещению, поскольку призматическая шпонка не препятствует осевому перемещению деталей вдоль вала.
Иногда для фиксации от осевого смещения призматические шпонки фиксируют распорными втулками или установочными винтами.

Сегментные шпонки (рис. 3) , как и призматические, работают только боковыми гранями. Их применяют при передаче относительно небольших вращающих моментов, так как глубокий паз значительно ослабляет вал.
Сегментные шпонки и пазы для них просты в изготовлении и удобны для монтажа и демонтажа. Глубокая посадка шпонки обеспечивает ей устойчивое положение.
В отличие от призматических шпонок, сегментные шпонки не нуждаются в дополнительной фиксации от осевого перемещения.

Материал шпонок и допускаемые напряжения

Стандартные шпонки изготовляют из специального сортамента среднеуглеродистой чистотянутой стали с σв ≥ 600 МПа – чаще всего из сталей марок Ст6, 45, 50.

Допускаемые напряжения смятия [σ]см для шпоночных соединений зависят от материала ступицы (вал, как правило, изготовляют из стали) , типа посадки ступицы и характера нагрузки.

Так, неподвижное соединение при стальной ступице допускает напряжение 140…200 МПа, при чугунной ступице – 80…110 МПа. Большие напряжения допускаются при постоянной нагрузке, меньшие – при переменной.

Допускаемое напряжение при срезе шпонок [τ]ср = 70…100 МПа (Н/мм2). Большие допускаемые напряжения принимают для постоянной нагрузки.

Расчет шпоночных соединений

Основным критерием работоспособности шпоночных соединений является прочность.
Шпонки выбирают по таблицам ГОСТов в зависимости от диаметра вала, а затем соединения проверяют расчетом на прочность.
Характер напряжений, возникающих в шпоночном соединении во время работы, показан на рис. 4 . Шпонки работают на смятие и срез, а боковые стенки пазов на валах и в ступицах — на смятие.

Размеры шпонок и пазов подобраны так, что прочность их на срез и изгиб обеспечивается, если выполняется условие прочности на смятие, поэтому основной расчет шпоночных соединений – расчет на смятие шпонки. Проверку шпонок на срез в большинстве случаев не производят.

При расчете условно принимают, что напряжение σсм смятия распределяются равномерно по площади контакта боковых граней шпонок и шпоночных пазов, а прочность материала, характер соединения, режим работы учитываются при выборе допускаемого напряжения [σ]см .

Проверочный расчет соединения призматической шпонкой выполняют по условию прочности на смятие (см. рис. 4):

где: F1 – окружная сила, передаваемая шпонкой, Асм – площадь смятия шпонки (мм 2 ).

где: T = передаваемый момент (Нм); d – диаметр вала (мм).

На смятие рассчитывают выступающую из вала часть шпонки, которая имеет меньшую площадь смятия.
При определении площади смятия Асм учитывают размер фаски f , который для стандартных шпонок примерно равен 0,06h (здесь h – общая высота шпонки) .

Шпонка с фаской f = 0,06h имеет расчетную площадь Асм смятия:

где: t1 – глубина шпоночного паза на валу (мм); lр – расчетная длина шпонки (мм).
Для шпонок с плоскими торцами lp = l , со скругленными торцами lp = l – b .

Подставив значения F1 и Асм в формулу проверочного расчета, получим:

В проектировочном расчете соединения, после выбора размеров b и h поперечного сечения шпонки по стандарту, определяют расчетную рабочую длину lp :

Длину ступицы lст принимают на 8…10 мм больше длины шпонки. Если длина ступицы больше величины 1,5d , то шпоночное соединение целесообразно заменить на шлицевое или соединение с натягом, чтобы избежать значительной неравномерности распределения напряжений по длине шпонки.

Проверочный расчет соединения сегментной шпонкой выполняют на смятие:

где: lp ≈ l – рабочая длина шпонки (мм); (h – t) — рабочая глубина паза в ступице (мм).

Поскольку сегментные шпонки выполняются узкими, их, в отличие от призматических, проверяют на срез.
Условие прочности при срезе:

где: b – ширина шпонки (мм); [τ]сp – допускаемое напряжение на срез.

Рекомендации по конструированию шпоночных соединений

При проектировании и конструировании шпоночных соединений следует придерживаться следующих рекомендаций, основанных на опыте эксплуатации и аналитических выводах:

  • Перепад диаметров ступеней вала с призматическими шпонками назначают из условия свободного прохода детали большего посадочного диаметра без удалении шпонки из паза на участке меньшего диаметра.
  • При наличии нескольких шпоночных пазов на валу их располагают на одной образующей.
  • Из удобства изготовления рекомендуют для разных ступеней одного и того же вала назначать одинаковые по сечению шпонки, исходя из ступени меньшего диаметра.
    Прочность шпоночных соединений при этом оказывается вполне достаточной, поскольку окружные силы на разных участках вала обратно пропорциональны диаметру, поэтому на участках с большим диаметром окружная сила будет меньше.
  • При необходимости установки двух сегментных шпонок их ставят вдоль вала в одном пазу ступицы. Постановка нескольких шпонок в одном соединении сильно ослабляет вал, поэтому рекомендуется в этом случае перейти к шлицевому соединению.

Пример проектировочного расчета шпонки

Задача Выбрать тип стандартного шпоночного соединения стального зубчатого колеса со стальным валом и подобрать размеры шпонки.
Диаметр вала d = 45 мм .
Соединение передает вращающий момент Т = 210 Нм при спокойной нагрузке.

Решение
Выполняем проектировочный расчет, на основании которого подбираем нужную шпонку.

Выбор соединения:

Для соединения вала с колесом принимаем широко распространенную призматическую шпонку со скругленными торцами ( исполнение I) .

Расчетные размеры шпонки и паза на валу:

По таблице стандарта, устанавливающей зависимость между диаметром вала, размером сечения шпонки и глубиной паза, принимаем для d = 45 мм :

b = 14 мм ; h = 9 мм , глубина паза на валу t1 = 5,5 мм .

Допускаемые напряжения:

По таблице стандарта, устанавливающей зависимость допускаемого напряжения от типа шпоночного соединения и материала ступицы, принимаем для стальной ступицы, неподвижного соединения и спокойной нагрузки:

Расчетная длина шпонки:

lp = 2×10 3 Т / d(0,94h – t1) [σ]см = (2000×210) / 45(0,94×9 – 5,5)190 = 16,6 мм .

5. Длина шпонки с закругленным торцом: l = lp + b = 16,6 + 14 = 30,6 мм .
В соответствии со стандартом принимаем длину шпонки l = 32 мм .

6. Длина ступицы колеса: lст = l + 10 мм = 32 + 10 = 42 мм , что допустимо.

Курс «Детали машин». Расчет на прочность

Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица колеса (шкива, звездочки и др.). Шпонка представляет собой стальной брус, устанавливаемый в пазы вала и ступицы. Она служит для передачи вращающего момента от вала к ступице и наоборот. Основные типы шпонок стандартизованы. Шпоночные пазы на валах получают фрезерованием дисковыми или концевыми фрезами, в ступицах — протягиванием.

Достоинства шпоночных соединений — простота конструкции и сравнительная легкость монтажа и демонтажа, вследствие чего их широко применяют во всех отраслях машиностроения.

Недостатки — шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой на вал детали. Ослабление вала обусловлено не только уменьшением его сечения, но, главное, значительной концентрацией напряжений изгиба и кручения, вызываемой шпоночным пазом. Поэтому шпоночное соединение не рекомендуют для быстроходных динамически нагруженных валов.

Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении: при изготовлении паза концевой фрезой (рис. 7.1, о) требуется ручная пригонка шпонки по пазу; при изготовлении паза дисковой фрезой (рис. 7.1,5) — крепление шпонки в пазу винтами от возможных осевых смещений.

Читайте также  Шлифовка вала в новокузнецке

Разновидности шпоночных соединений

Шпоночные соединения подразделяют на ненапряженные и напряженные. Ненапряженные соединения получают при использовании призматических (рис. 7.1) и сегментных (рис. 7.2) шпонок. В этих случаях при сборке соединений в деталях не возникает монтажных напряжений. Для обеспечения центрирования и исключения контактной коррозии (фретинг-коррозии) ступицы устанавливают на валы с натягом.

Напряженные соединения получают при применении клиновых (например, врезной клиновой, рис. 7.3) и тангенциальных (рис. 7.4) шпонок. При сборке таких соединений возникают предварительные (монтажные) напряжения.

Основное применение имеют ненапряженные соединения.

Соединения призматическими шпонками. Конструкции соединений призматическими шпонками изображены на рис. 7.1. Рабочими являются боковые, более узкие грани шпонок высотой h. Размеры сечения шпонки и глубины пазов принимают по стандарту в зависимости от диаметра (/ вала (табл. 7.1).

По форме торцов различают шпонки со скругленными торцами — исполнение 1 (рис. 7.1, а), с плоскими торцами — исполнение 2 (рис. 7Л, б), с одним плоским, а другим скругленным торцом — исполнение 3 (рис. 7.1, в).

Таблица 7.1. Шпонки призматические (выборка) Размеры в мм (рис. 7.1)

8 590 1 1 780 16 740 23 695

Примечания: 1. Длину шпонки выбирают из ряда, мм: 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90 и др.

2. Wn и Wk—моменты сопротивления поперечных сечений валов при расчетах на изгиб и кручение соответственно.

А-А

Рис. 7.1. Соединения призматическими шпонками

Шпонку запрессовывают в паз вала. Шпонку с плоскими торцами, кроме того, помещают вблизи деталей (концевых шайб, колец и др.), препятствующих ее возможному осевому перемещению. Призматические шпонки не удерживают детали от осевого смещения вдоль вала. Для фиксации их от осевого смещения применяют распорные втулки (/ на рис. 7.1), установочные винты (1 на рис. 7.2) и др.

Соединения сегментными шпонками (рис. 7.2). Сегментные шпонки, как и призматические, работают боковыми гранями. Их применяют при передаче относительно небольших вращающих моментов, так как глубокий паз значительно ослабляет вал. Сегментные шпонки и пазы для них просты в изготовлении, удобны при монтаже и демонтаже (шпонки свободно вставляют в паз и вынимают). Глубокая посадка шпонки обеспечивает ей устойчивое положение. Широко применяют в серийном и массовом производстве.

Соединения клиновыми шпонками (рис. 7.3). Клиновые шпонки имеют форму односкосных самотормозящих клиньев с уклоном 1:100. Такой же уклон имеют и пазы в ступицах. Клиновые шпонки изготовляют без головок и с головками. Головка служит для выбивания шпонки из паза. По нормам безопасности выступающая головка должна иметь ограждение (/на рис. 7.3). В этих соединениях ступицу устанавливают на валу с небольшим зазором. Клиновую шпонку забивают в пазы вала и ступицы с зазорами по боковым граням, в результате на рабочих широких гранях шпонки создаются силы трения, которые могут передавать не только вращающий момент, но и осевую силу. Поэтому можно не применять других способов фиксации ступицы от продольного перемещения вдоль вала. Соединение хорошо воспринимает ударные и переменные нагрузки.

При забивании клиновой шпонки в соединении возникают распорные радиальные силы, которые вызывают деформацию ступицы и ее радиальное смещение относительно вала, что нарушает центрирование детали на валу и вызывает биение. Соединения клиновыми шпонками применяют в тихоходных передачах, область их применения сокращается.

Соединения тангенциальными шпонками (рис. 7.4). Тангенциальная шпонка состоит из двух односкосных клиньев с уклоном 1 : 100 каждый. Работает узкими боковым гранями. Клинья вводятся в пазы вала и ступицы ударом; образуют напряженное соединение. Распорная сила между валом и ступицей создается в касательном (тангенциальном) направлении. В соединении ставят две тангенциальные шпонки под углом 120°, каждая шпонка передает момент только в одну сторону.

Применяют для валов диаметром свыше 60 мм при передаче больших вращающих моментов с переменным режимом работы (например, крепление маховика на валу двигателя внутреннего сгорания и др.).

Рис. 7.2. Соединение сегментной шпонкой: / — винт установочный; 2— кольцо замковое пружинное

Рис. 7.3. Соединение клиновой шпонкой

Рис. 7.4. Соединение тангенциальными шпонками

Шпоночная ступица для вала

Элемент соединения — шпонка препятствует относительному повороту вала и установленной на нем детали и предназначен для передачи вращающего момента. По форме стандартные шпонки делятся на призматические, клиновые, сегментные и тангенциальные.

Призматические и сегментные шпонки создают ненапряженные соединения ступицы детали с валом, сборка которых обычно производится с натягом. Клиновые и тангенциальные шпонки создают напряженные при их монтаже соединения, в которых рабочие поверхности шпонки и сопряженных с ней деталей находятся в напряженном состоянии еще до передачи нагрузки. В таких соединениях наблюдается перекос деталей при забивке шпонки в пазы вала и ступицы, поэтому область их применения ограничена.

Размеры сечений шпонки и пазов выбирают в зависимости от диаметра вала, длина шпонки выбирается исходя из длины ступицы (несколько меньше ее).

Материал шпонки — сталь сталь 45, сталь 50 и др.) с пределом прочности не ниже

Призматические шпонки (рис. 4.1) изготовляют обычно из чистотянутой стали прямоугольного сечения с отношением высоты к ширине от (для валов малых диаметров) до Узкие грани шпонки — рабочие. В тяжелонагруженных соединениях применяют шпонки призматические высокие, имеющие большую высоту и ширину.

Размеры призматических шпонок и сечений пазов приведены в табл. 4.1.

Сегментные шпонки (рис. 4.2 и табл. 4.2) применяют при валах

небольших диаметров (до 38 мм); соединения просты в изготовлении и сборке, однако вал ослабляется глубоким пазом под шпонку.

Клиновая шпонка (рис. 4.3) устанавливается в пазы вала и ступицы с боковыми зазорами. Размеры клиновых шпонок (ширина высота интервалы длин и длина и паза вала полностью соответствуют размерам призматических шпонок (см. табл. 4.1). Глубина паза ступицы приведена в табл. 4.3.

Рис. 4.1. Соединение с призматической шпонкой

Рис. 4.2. Соединение с сегментной шпонкой

Рис. 4.3. Соединение с клиновой шпонкой

Тангенциальные шпонки (рис. 4.4, табл. 4.4) из двух односкосных клиньев применяют для тяжелонагруженных валов в условиях реверсивного вращения. Натяг между валом и ступицей создается в окружном направлении. Обычно устанавливаются две шпонки под углом Длина шпонки выбирается на больше длины ступицы. При больших ударных нагрузках и частом реверсировании применяют усиленные тангенциальные шпонки по ГОСТ 24070-80.

Рис. 4.4. Соединение с тангенциальной шпонкой

Призматические и сегментные шпонки рассчитывают на смятие боковых граней, выступающих из вала:

где Т — передаваемый вращающий момент; — диаметр вала; — рабочая длина шпонки: для призматических шпонок с плоскими торцами со скругленными — где — полная длина шпонки; и — см. табл. 4.1 и 4.2; — допускаемое напряжение при смятии: при неподвижном соединении вала и стальной или чугунной ступицы. Если твердость вала и ступицы больше твердости шпонки, можно принимать

Клиновую шпонку рассчитывают на смятие рабочей поверхности с учетом трения:

где — см. табл. 4.1; f — коэффициент трения между ступицей

и шпонкой: при стальной ступице; при чугунной.

Тангенциальные шпонки рассчитывают на смятие рабочей грани:

где — коэффициент трения: и — см. табл. — иазначают, как и для клиновых шпонок.