5.7. Червяки

a на рис. 5.20, б — мала. Поэтому для упора подшипника предусмотрен специальный заплечик.

При малом диаметре червяк приходится выполнять по рис. 5.20, в. В этом случае упорные заплечики в местах установки подшипников выполняют как по рис. 5.20, б, так и по рис. 5.20, в.

Глобоидные червяки (рис. 5.21) конструктивно отличаются от цилиндрических формой участка нарезки и диаметрами шеек под подшипники, соизмеримымитогос диаметром червяка. Остальные элементы червяков э типа конструируют так же, как и цилиндрических.

Посадочные поверхности под зубчатые и червячные колеса чаще всего шлифуют. Поэтому перед упорными заплечиками желательно на валу выполнять канавку для выхода шлифовального круга. Форма и размеры канавок приведены в 7.11.

Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360–78 для призматических и ГОСТ 24071–91 для сегментных шпонок. Ширину призматической и толщину сегментной шпонок выполняют с полем допуска h9. Рекомендуют принимать следующие поля допусков размеров:

По ширине шпоночного паза вала:

для призматической шпонки …………………………................…...............…… Р9 для сегментной шпонки ………………......................................................... N9

По ширине шпоночного паза отверстия:

при неподвижном соединении нереверсивной передачи ……………........… JS9 реверсивной передачи ………….......….....… Р9

при подвижном соединении для призматической шпонки….…….........…. D10

Шлицевые соединения применяют для неподвижного соединения с валом, подвижного без нагрузки и подвижного под нагрузкой. Наиболее распро-

странены соединения прямобочными шлицами по ГОСТ 1139–80 (табл. 24.32)

с центрированием по наружному диаметру D (рис. 6.3, a) или с центрированием по внутреннему диаметру d (рис. 6.3, б).

Рис. 6.3

Стандарт предусматривает шлицевые соединения трех серий: легкой, средней и тяжелой. Для одного и того же диаметра d с переходом от легкой к средней и тяжелой сериям возрастает диаметр D и увеличивается количество зубьев, поэтому соединения средней и тяжелой серий отличает повышенная нагрузочная способность.

Пример 1. Обозначение прямобочного соединения с центрированием по наружному диаметру, количеством зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 62 мм, наружным D = 68 мм, шириной b = 12 мм, посадками по наружному диаметру H7/js6 и по размеру b — D9/js7:

D – 8 × 62 × 68H7/js6 × 12D9/js7 (ГОСТ 1139–80).

Обозначения в этом соединении:

Отверстие в ступице …. D – 8 × 62 × 68H7 × 12D9 (ГОСТ 1139–80),

Вал ………….…………........ D – 8 × 62 × 68js6 × 12js7 (ГОСТ 1139–80).

Пример 2. Обозначение прямобочного соединения с центрированием по внутреннему диаметру, количеством зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 62 мм, наружным D = 68 мм, шириной b = 12 мм, посадками по внутреннему диаметру H7/f7 и по размеру b — D9/f8:

d – 8 × 62H7/f7 × 68 × 12D9/f8 (ГОСТ 1139–80).

Обозначения в этом соединении:

Отверстие в ступице……. d – 8 × 62H7 × 68 × 12D9 (ГОСТ 1139–80), Вал……………………….....… d – 8 × 62f7 × 68 × 12f8 (ГОСТ 1139–80).

ПримерОбозначение3. эвольвентного соединения номинального размера D = 60 мм, т = 2 мм с центрированием по боковым сторонам зубьев при посадке 9H/9g:

60 × 2 × 9H/9g (ГОСТ 6033–80).

Обозначения в этом соединении:

Отверстие в ступице……………………… 60 × 2 × 9H (ГОСТ 6033–80), Вал……………………………………….......... 60 × 2 × 9g (ГОСТ 6033–80).

ПримерОбо 4. значение эвольвентного соединения номинального размера D = 60 мм, т = 2 мм с центрированием по наружному диаметру и посадкой по диаметру центрирования H7/g6:

60 × H7/g6 × 2 (ГОСТ 6033–80).

Обозначения в этом соединении:

Отверстие в ступице………………………. 60 × H7 × 2 (ГОСТ 6033–80), Вал……………………………………...........… 60 × g6 × 2 (ГОСТ 6033–80).

Соединения с натягом в последнее время все чаще применяют для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения по условной схеме (рис. 6.5). Действующие со стороны колеса на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение напряжений. В цилиндрических косо-

зубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения вал — ступица нагружены также изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении, который и вызывает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал — ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стыка, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбранаиз условия

нераскрытия стыка.

Валы вращаются относительно действующих на них нагрузок. Поэтому в любой точке поверхности контакта за каждый оборот вала напряжения циклически изменяются

в некоторых пределах. Циклическое изменение напряжений приводит к явлению усталости поверхностных слоев материала деталей, к микроскольжению посадочных поверхностей и, как следствие, к их изнашиванию, к так называемой контактной коррозии. Натяг в соединении в этом случае прогрессивно уменьшается и наступает момент, когда колесо провернется относительно вала.

Для предотвращения контактной коррозии или для уменьшения ее влияния в соединениях с натягом следует предусматривать определенный запас сцепления К, который принимают:

Для колес выходных валов редукторов, на концах которых установлены:

муфта соединительная ………………………….…..................................… К = 3 звездочка цепной передачи ………………………….............................…. К = 3,5 шкив ременной передачи …………………….….................................….. К = 4

Для колес промежуточных валов редукторов ………………................…….. К = 4,5

пустотелого вала, мм; d2 — условный наружный диаметр втулки (ступицы

колеса, внешний диаметр бандажа и др.), мм; l — длина сопряжения, мм; материалы соединяемых деталей и шероховатость поверхностей.

Подбор посадок производят в следующем порядке.

1. Среднее контактное давление (в мегапаскалях) p = 2 · 103 KT/(πd 2l f),

где К — коэффициент запаса сцепления; f — коэффициент сцепления (трения):

Применение гальванических покрытий, увеличивающих коэффициент сцепления, обеспечивает надежную передачу вращающих моментов в тяжелонагруженных соединениях. Для соединений с мягкими покрытиями медью и цинком толщиной 10...20 мкм можно принимать соответственно при сборке запрессовкой f = 0,47 и f = 0,55, при сборке с охлаждением вала

вжидком азоте f = 0,6 и f = 0,7.

2.Деформация деталей (в микрометрах)

E — модуль упругости, МПа: для стали — 2,1 · 105; чугуна — 0,9 · 105;

оловянной бронзы — 0,8 · 105; безоловянной бронзы и латуни — 105; µ — коэффициент Пуассона: для стали — 0,3; чугуна — 0,25; бронзы, латуни — 0,35.

верхностей. Значения Ra, мкм, берут из чертежей деталей или по табл. 22.2.

4Поправка. ( микрометрахна температурную). Придеформациюпод -

боре посадки зубчатых венцов червячных колес, которые нагреваются при работе передачи до высоких температур, учитывают температурные деформации центра и венца колеса, ослабляющие натяг,

δt = 103d [(t2 — 20°)α2 — (t1 — 20°)α1].

Здесь t1 и t2 — средняя объемная температура соответственно обода центра и венца колеса. Значение коэффициентов α, 1/°С: для стали — 12 · 10—6; чугу-

на — 10 · 10—6; бронзы, латуни—19 · 10–6.

5. Минимальный натяг (в микрометрах), необходимый для передачи вращающего момента,

Здесь [δ]max = [p] max δ/p, мкм, — максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей соединения, где [р]mах, МПа, — максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей или охватываемой детали, меньшее из двух:

Для сплошного вала (d 1 = 0): [р]max1 = 0,5σ т1.

Здесь σт2, σт1 — предел текучести материала охватывающей и охватываемой детали, МПа.

7. Выбор посадки. По значениям [N]min и [N]mах выбирают из табл. 6.3 одну из посадок, удовлетворяющих условиям: Nmin ≥ [N] min; Nmax ≤ [N] mах.

Таблица 6.3

Приводимые в табл. 6.3 значения минимального Nmin и максимального Nmax вероятностных натягов подсчитаны по формулам, учитывающим рассеивание размеров вала и отверстия и, как следствие, рассеивание натяга.

8. Для выбранной посадки определяют силу запрессовки или температуру нагрева детали.

Сила запрессовки, Н:

Fп = πdlp max fп,

где pmax = (Nmax – и) р/δ, — давление, МПа, от натяга Nmax выбранной посадкиf ; п — коэффициент сцепления (трения) при запрессовке деталей без

покрытия:

Материал пары fп

сталь — сталь …………........................................……….…. 0,20 сталь — чугун …………..................................................… 0,14 сталь — бронза, латунь ……......................................…… 0,10 чугун — бронза, латунь ………......................................… 0,08

Температура нагрева охватывающей детали, °С:

нения применяют для установки на валах деталей типа зубчатых колес, шкивов, звездочек, полумуфт (рис. 6.6).

Соединения передают моменты и осевые силы за счет использования сил трения на поверхностях контакта вала и ступицы с пружинными кольцами (рис. 6.6). Кольца изготовляют из пружинной стали (55ГС, 60С2А и др.). При затягивании гайки на валу (рис. 6.6, a) или винта в ступице (рис. 6.6, б) пружинные кольца надвигают одно на другое. Наружные кольца при этом растягивают и плотно прижимают к ступице, а внутренние кольца сжимают и плотно прижимают к валу.

Соединения допускают монтаж ступицы на вал в любом угловом и осе-

вом положениях,обеспечивают легкую сборку, разборку, точное базирование и герметичность, не ослабляют сечение вала пазами или проточками.

Необходимую для сборки силу затяжки комплекта колец вычисляют по соотношению

Fзат = Fзат1 + Fзат2,

гдеF зат1 — сила, необходимая для деформирования колец при выборке посадочных зазоров; Fзат2 — сила, необходимая для создания посадочного давления на валу, равного 100 МПа.

В табл. 6.4 приведены размеры колец, значения осевых сил затяжки Fзатl и Fзат2, передаваемых вращающих моментов Т и осевых сил Fa при давлении в контакте р = 100 МПа. При р = 200 МПа значения Т и Fa удваивают, при р = 50 МПа — уменьшают в 2 раза. Давление выбирают в зависимости от прочности и сопротивления заеданию контактирующих поверхностей. Приведенные в табл. 6.4 значения Т и Fa соответствуют коэффициенту сцепления (трения) на сопрягаемых поверхностях f = 0,12.

Таблица 6.4

При установке нескольких комплектов колец следует учитывать, что момент или осевая сила, передаваемая вторым комплектом, составляют примерно 0,5, третьим — 0,25 и четвертым — 0,125 от номинальных значений, указанных в табл. 6.4.

Поля допусков посадочных поверхностей:

дачи вращающего момента Т = 700 Н·м с цилиндрического прямозубого зубчатого колеса на вал диаметром 50 мм.

Решение. Из табл. 6.4 следует, что один комплект колец с диаметром d= 50 мм может передать вращающий момент 405 Н ·м. Второй комплект, установленный рядом с первым, передает половину нагрузки — 202,5 Н · м, третий — 101,25 Н · м. Таким образом, три комплекта колец обеспечивают передачу вращающего момента: 405 + 202,5 + 101,25 = 708,75 Н · м, что гарантирует передачу заданного по условию вращающего момента.

Сила затяжки не зависит от количества комплектов и для диаметра 50 мм (см. табл. 6.4) составляет

Fзат = Fзат1 + Fзат2 = 23,5 + 73 = 96,5 кН.

На рис. 6.7 показано двухконусное фрикционное соединение вала со ступицей для передачи значительных вращающих моментов и осевых сил со ступицы ротора на вал 6. Соединение включает в себя два одинаковых конусных кольца1 и2 , которые сближаются при завинчивании винтов 4. Кольца при сближении поджимаются к шейке вала 6 и коническим поверхностям двухконусной детали 3, которая, увеличиваясь по диаметру D, поджимается