CC BY
49
УДК 621.81
ПРОВЕРКА ВЫБОРА ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ С НАТЯГОМ Кокорев Игорь Александрович, к.т.н., доцент (e-mail: [email protected]) Самарский государственный технический университет, г.Самара, Россия
В данной статье рассматривается выбор соединений типа вал-ступица с учетом натяга посадки. Соединения проверяются расчетом напряженно-деформированного состояния в системе ANSYS Workbench их 3D-моделей, построенных в системе КОМПАС- 3D. В качестве примера выполнен расчет шлицевого и шпоночного соединений. В результате расчетов получено деформированное состояние моделей соединений в целом, распределение контактных давлений, эквивалентных и касательных напряжений. Результаты работы могут быть использованы для проверочного расчета и окончательного конструктивного оформления валов. Развитие данного подхода позволит выбирать соединения типа вал-ступица с более точным учетом условий их работы.
Ключевые слова: выбор, расчет, шпоночное соединение, шлицевое соединение, натяг.
При проектировании машин важно учитывать влияние выбора соединений деталей на их долговечность и несущую способность.
Шпоночные и шлицевые соединения широко используются в конструкциях машин для передачи вращения от вала к ступице зубчатого колеса, шкива, муфты и т.п. Основное применение имеют соединения призматическими шпонками, которые для обеспечения надежного центрирования детали устанавливаются с натягом. Призматические шпонки просты в изготовлении и имеют сравнительно небольшую глубину врезания в вал. Однако трудно обеспечить их взаимозаменяемость.
Шлицевые соединения по сравнению со шпоночными соединениями взаимозаменяемы, имеют более высокую нагрузочную способность, меньшие радиальные габариты и обеспечивают лучшее центрирование деталей. Однако они имеют более сложную технологию изготовления и высокую стоимость. Наибольшее распространение имеют шлицевые соединения с прямобочными зубьями. При высоких требованиях соосности вала и ступицы применяют центрирование по наружному диаметру, с посадкой по диаметру и ширине зуба. Центрирование по наружному диаметру технологически наиболее простое и экономичное. Этот способ центрирования реализуется достаточно просто при твердости до 350НВ.
Шпоночным и шлицевым соединениям присуща высокая концентрация напряжений, обусловленная погрешностью изготовления, смещением осей деталей и их закручиванием под нагрузкой.
При невыполнении условия прочности на смятие шпоночное соединение образуют с помощью двух шпонок, установленных под углом 180о, или переходят на шлицевое соединение.
В данной работе предлагается выбор соединения вала со ступицей проверять расчетом напряженно-деформированного состояния моделей узлов, состоящих из деталей рассматриваемых соединений: модели, состоящей из вала, двух шпонок и ступицы и модели, состоящей из вала с зубьями и ступицы со шлицами. Для расчета используется система ANSYS Workbench , в основу которой заложен метод конечных элементов. Геометрическая модель узла строится в системе КОМПАС-ЭБ.
В качестве примера выполнен уточненный расчет двух соединений вала со ступицей. Первое соединение - соединение с двумя призматическими шпонками (Шпонка 16*10x70 ГОСТ 2ЭЭ60-78) с диаметром и длиной посадочной поверхности соответственно 56 и 82мм и посадкой с натягом ¿7=0,015мм. Шпонка установлена в паз вала с натягом ¿^=0,0004мм. Второе соединение - прямобочное шлицевое соединение с центрированием по наружному диаметру 62мм, внутренним диаметром 56мм, числом зубьев равном 8 и посадкой с натягом по наружному диаметру ¿^=0,015мм и по ширине зуба ¿^=0,0004мм. Оба соединения нагружены вращающим моментом Т=720Нм. Материал вала, ступицы и шпонок -сталь 45, термообработка улучшение, предел текучести оу=540МПа.
В ходе работы программы получено деформированное состояние узлов в целом, распределение контактных давлений и эквивалентных и касательных напряжений по всем деталям соединений, учитывающее влияние их взаимодействия и посадок.
На рис.1 и 2 показаны основные этапы решения задачи для соединения двумя призматическими шпонками: конечно-элементная модель; заделка -фиксация на наружной поверхности ступицы и равенство нулю нормального перемещения на торце вала; нагрузка - вращающий момент, приложенный на грани вала; распределение эквивалентных и касательных напряжений и контактных давлений. Максимальное эквивалентное напряжение возникает в вале и равно оэкв=196,85МПа, максимальное эквивалентное напряжение в шпонке оэкв=86,9МПа. Во всех деталях максимальное эквивалентное напряжение меньше предела текучести материала. Максимальное значение касательных напряжений в вале ттах=Э5,6Э8МПа, а в шпонке Ттах=15,59МПа. Максимальное контактное давление на цилиндрической поверхности и рабочих гранях пазов вала соответственно ртах=209,92МПа и ртах=190,65МПа, а на рабочих поверхностях шпонок ртах=128МПа.
à
A: Statîc Structural (ANSYS)
Equivalent Stress 2 Type: Equivalent (von-Mises) Stress Unit Pa Time: 2
20.12.2013 11:16
7.1255e7 Max
6.33SSe7 5.5522e7 4.7655e7 3.9789e7 3.1922e7 2.4056e7 1.6189e7 8.3228e6 4.5629e5 Min
T
à)
A: Static Structural (ANSYS)
Equivalent Stress 3 Type: Equivalent (von-Mises) Stress Unit: Pa Time: 2
20.12.2013 11:16
8.6906e7 Max
7.7303e7 6.77e7 5.8097e7 4.8494e7 3.8091 e7 2.9288e7 1.9685e7 1.0081 e7 4.7835e5 Min
e)
A: Static Structural (ANSYS)
Shear Stress 2
Type: Shear Stress (XY Plane) Unit: Pa
Global Coordinate System Time: 2
20.1 2.2013 11:17
3.5638e7 Max
2.8162e7 2.0686e7 3211e7 7340e6 .7408e6 1.2165e6 ,6692e7 2.4168e7 3.1644e7 Min
чШ
T
Рис.1. Результаты решения задачи для соединения с двумя призматическими шпонками: а) - конечно-элементная модель; б) - заделка и нагрузка; в) - эквивалентные напряжения в вале; г), д) - эквивалентные напряжения в шпонках; е) - касательные напряжения в вале
б)
А: Яайс *йгисЬ1га1 (АЫБУЗ)
Ргеезиге Туре: Ргезэиге ипП: Ра Тте: 2
20.12.2013 11:19
6.001е7 Мах
5.3342е7 4.6675е7 4.0007е7 3.3339е7 2.6671 е7 2.0003е7 1.3330В7
п
в>
А: ЯаЙС ЯгиЙига! (ДЫБУЗ)
Ргеззиге Туре: Ргеэзиге ип№ Ра Т1те: 2
20.12.2013 1 1:21
1.9065е8 Мах
1,6947е8 1.4828е8 1.271 е8 1,0592е8 8.4733е7 6.355е7 4.2367е7 2.118367 О Мш
X.
X
г)
А: Яа«с 51гис1ига1 (АЫБУЭ)
Ргеззиге Туре: Ргеэзиге ипП: Ра Т1те: 2
20.12.2013 11:22 2.0992е8 Мах
1.авввв
1.6327е8 1 .Э095вВ 1.1 662е8 9.33е7 6.9975е7 4.665е7 2.332587
д)
с'
А: Я*1с Ягийига! (ДЫБУЗ)
Ргеееиге Туре: Ргеззиге ипП: Ра Т1те: 2
20.12.2013 1 1:23
1.7287е8 Мах
1.536680 1.344580 1.152583 9.6038е7 7.663187 5.762387 3.841587 1.020897
ДИ
Рис.2. Результаты решения задачи для соединения с двумя призматическими шпонками: а), б) - контактное давление на рабочих поверхностях шпонок; в) - контактное давление на рабочих гранях пазов вала; г) - контактное давление на цилиндрической поверхности вала; д) - контактное давление на рабочих поверхностях ступицы
На рис. 3 и 4 приведены результаты решения задачи для шлицевого соединения. Максимальное эквивалентное напряжение возникает в ступице и равно аэкв=262,57 МПа, максимальное эквивалентное напряжение в вале оэкв=137,83 МПа. Во всех деталях максимальное эквивалентное напряжение меньше предела текучести материала. Максимальное значение касательных напряжений в вале ттах=57,4МПа. Максимальное контактное давление на цилиндрической поверхности вала ртах=151,59МПа и на рабочих гранях зубьев ртах=130МПа.
Сравнение результатов расчетов показывает, что вал в шлицевом соединении имеет большую нагрузочную способность и сопротивление усталости большее по контактным давлениям и меньшее по касательным напряжениям.
а) б)
в)
г)
Рис.3. Результаты решения задачи для шлицевого соединения: а) - конечно-элементная модель; б) - заделка и нагрузка; в) - эквивалентные напряжения в ступице; г) - эквивалентные напряжения в вале;
а)
в)
A: Static Structural (ANSYS)
Pressure Type: Pressure Unit: Pa Time: 2
20.12.2013 1 1:31
1.2999eS Max
1.1555вЭ 1.011 e8 8.666e7 7.221787 5.7773e7 4.333e7 2.8887e7 1.444387 OMin
Y
Рис.4. Результаты решения задачи для шлицевого соединения: а) - касательные напряжения в вале; б) - контактное давление на цилиндрической поверхности вала; в) - контактное давление на рабочих гранях зубьев
Полученные результаты могут быть использованы для уточненного расчета и окончательного конструктивного оформления валов. Развитие данного подхода позволит совершенствовать выбор соединений типа вал-ступица с более точным учетом условий их работы
Kokorev Igor Alexandrovich, associate professor
(e-mail: [email protected])
Samara state technical university, Samara, Russia
THE CHECK OF CHOICE OF KEY AND SPLINE JOINTS WITH TIGHTNESS
Abstract. This article considers the choice of joints of type shaft-hub, taking into account the interference fit. These joints are checked by calculation of stress-strain state in ANSYS Workbench system of their 3D- models, built in the KOMPAS-3D system. As an example the calculation is made for spline and key
joints. The calculation results obtained strain state of the model joints, the distribution of contact pressures, equivalent and shear stresses. These results can be used for checking calculation and final designing of the shafts. The development of this approach will allow to choice the joints type shaft-hub with a more accurate view of their working conditions.
Keywords: choice, calculation, key joint, spline joint, tightness.
УДК 621.79.0Э
ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫХ НАГРУЗОК НА ПРОЧНОСТЬ ФЕРРИТОМЕТАЛЛИЧЕСКИХ УЗЛОВ Котина Наталия Макаровна, к.т.н., доцент (е-mail: [email protected]) Куц Любовь Евгеньевна, к.т.н., доцент (е-mail: [email protected]) Жарков Сергей Юрьевич, студент(е-mail: [email protected]) Саратовский государственный технический университет имени Гагарина Ю.А., г.Саратов, Россия
В процессе диффузионной сварки (ДС) ферритовые детали подвергаются воздействию температуры 800-1000 °С и сжимающего усилия 0,10,5 МПа. В данной работе была проведена оценка высокотемпературной прочности ферритовых материалов с помощью ультразвука.
Ключевые слова: ферритовые элементы, диффузионная сварка, высокотемпературная прочность.
В устройствах радио техники широкое применение находят ферритовые приборы, в конструкциях которых необходимо выполнять крепление фер-ритовых элементов на металлический корпус. Сварные соединения выполняются диффузионной сваркой и пайкой. Процессы пайки и диффузионной сварки предполагают существенные термомеханические воздействия на ферритовые элементы (температуры от 800 до 10000С, удельные усилия
7 7
сжатия от 0,1*10 до 1,5*10 Па) [1]. В этой связи, необходимы оценки высокотемпературной прочности ферритовых материалов.
По механическим свойствам ферриты относятся к хрупким материалам. Техническая прочность ферритов обычно характеризуется величиной удельной прочности, полученной при испытании на контрольных образцах. Однако большая зависимость прочности ферритов от дефектов требует учета «размерного фактора», влияние которого заключается в изменении величины удельной прочности с увеличением или уменьшением площади поперечного сечения и объема образца. Указанную особенность объясняет статистическая теория прочности хрупких материалов, связывающая значение прочности с наличием статистически распределенных в изделии дефектов. В изделиях большего объема больше вероятность сущест-
