Механика / sheynblit_kursovoe_proektirovanie_dm

Продолжение табл. 10.9

Если осевая фиксация деталей, установленных на 1-ю ступень, осуществляется шестигранной или круглой гайкой с многолапчатой шайбой (см. рис. А2, А9), то для выхода инструмента при нареза­ нии резьбы выполняют канавки (табл. 10.10). Канавки делают так­ же под язычок стопорной многолапчатой шайбы (табл. 10.11). Для облегчения монтажа насаживаемых деталей на торце 1-й ступени выполняют фаску с.

Т а б л и ц а 10.10. Канавка для выхода резьбонарезного инструмента

2. Вторая ступень. Диаметр ступени d^ принимается равным ди­ аметру d внутреннего кольца подшипника, окончательно выбран­ ного в задаче 9 (см. табл. 9.7). Длина ступени 1^ зависит от осевых размеров: деталей, входящих в комплект подшипникового узла, расположенного со стороны выходного конца вала (см. 10.4, пп. 3...7); величины z = (0,6...0,8)х (х — см, 7.5, п. 4); распорных втулок или колец (см, 10.2, п, 4), посаженных на 2-ю ступень (рис, 10,4,

б, д, е; рис, 10,5, б, д, е; рис. 10.6, б, д, е).

190

Т а б л и ц а 10.11. Кашинш под язычок стопорной шайбы

Для быстроходного вала конргческого редуктора диаметр d^ опре­ деляется по эскизной компоновке (см. рис. 7.3), а длина /^ рассчи­ тывается по осевым размерам крышки подшипникового узла и уп­ лотнения (см. рис. 10.5, д).

В любом случае длина ступени /^ должна бьггь достаточной, чтобы обеспечить упор в ее торец элемента открытой передачи или муфты.

3. Третья ступень (рис. 10.4, б, д, е\ рис. 10.5, б, д, е; рис. 10.6, б, д, е).

а) Для тихоходных валов (см. рис. 10.13).

Диаметр ступени d^=d^-^3,2r, где г—координата фаски внутрен­ него кольца подшипника (см. табл. К27...К30). Длина ступени /^ может быть выполнена больше длины ступицы колеса /.^, и тогда распорная втулка между торцом внутреннего кольца подшипника и тор­ цом ступицы колеса ставится на 3-ю ступень (см. рис. А10; 10.13, б).

191

При этом следует предусмотреть зазор С между торцами 3-й ступени и внутреннего кольца подшипника. Если 1^ выполняется меньше /^, то распорная втулка ставится на 4-ю ступень (см. рис. 10.13, а, в) или на 2-ю и 4-ю ступени (см. рис. 10.13, г) с зазором С между буртиком ступени и торцом втулки. С =1.,.2 мм.

Шпоночный паз на 3-й ступени располагают со стороны паза 1-й ступени. Ширину^ шпоночного паза b для удобства обработки сле­ дует принять одинаковой для 1-й и 3-й ступеней исходя из меньше­ го диаметра.

б) Для вала-шестерни цилиндрической и червячного вала (см. рис. 10.10; 10.12).

Цилиндрическая шестерня и нарезная часть червячного вала на­ ходятся на 3-й ступени. На чертежах таких валов изображают выход резьбы (см. рис. 10.10, б—г\ 10.12, в). Величина выхода А зависит от модуля зацепления т и внешнего диаметра фрезы D^ (табл. 10.12)

иопределяется графически.

Та б л и ц а 10.12. Внешний диаметр фрезы, мм

Диаметр 3-й ступени определяется в зависимости от диаметра 2-й ступени и координаты фаски вттутреннего кольца подшипника г (см. табл. К27...К30): d^= d^-^3,2r, и должен обеспечить свободный выход фрезы. Длина ступени /3 определяется при конструировании всего узла быстроходного вала в целом (см. рис. 10.4... 10.6).

Конструкция 3-й ступени вала-шестерни цилиндрической и чер­ вячного вала зависит от передаточного числа редуктора и и межосе­ вого расстояния а^. При небольшом и и относительно большом а^ получается ^з^^/i (см. рис. 10.10, а; 10.12, а); при большом и и отно­ сительно малом а^ будет dp^d^^, и тогда конструкцию 3-й ступени выполняют по одному из вариантов на рис. 10.10, б, в; 10.12, в, предусматривающих участки выхода фрезы. В случае, если наруж­ ный диаметр шестерни (червяка) d^^ окажется меньше d^ третью ступень обтачивают под диаметр d^^ Участок выхода фрезы допус­ кается распространить и на образовавшуюся при этом упорную сту­ пень (буртик) для подшипника (см. рис. 10.10, г; 10.12, в),

в) Для вала-шестерни конической.

Диаметр 3-й ступени (буртика) df= d^-^3,2r (г—см. п. а), а шири­ на ^3 * ^te Д^ина ступени 1^ определяется фафически (см. рис. 7.1, 7.4, в). При больших передаточных числах {и >3,15) шестерня полу­ чается малых размеров, и тогда d^ > d^^^. В этих случаях не удается

192

создать упорный буртик и его конструируют аналогртчно рис. 10.11,

бу в. Возможен вариант исполнения 3-й ступени с диаметром d^ = d^. При этом получается гладкий вал с минимальным числом уступов, (см. рис. А17, 10.5).

4. Четвертая ступень. Диаметр 4-й ступени d^ равен диаметру d^ 2-й ступени под подшипник, а ее длина /^ зависит от осевых разме­ ров деталей, входящих в комплект подшипникового узла, располо­ женного со стороны глухой крышки (см. 10.4, 10.5, п. 3, табл. 10,22; рис. 10.4, б, д\ 10.5, б, д; 10.6, б, д).

Для быстроходного вала конического редуктора (см. рис. 10.11) на 4-й ступени устанавливают оба подшипника и ее диаметр d^ ра­ вен диаметру d внутреннего кольца подшипника. Длина ступени /^ определяется геометрргчески на чертеже общего вида редуктора (см. рис. 7.4, в) и уточняется при конструировании вала на чертеже общего вида привода (см. рис. 10.5, б).

5. Пятая ступень. Для тихоходных валов (рис. 10.13, а, в\ рис. 10.4, б, е; 10.5, б, е\ 10.6, б, е); эта ступень предотвращает осевое смещение колеса (см. рис. А1...А4). Диаметр ступени d^=d^+3f, где /— фаска ступицы колеса (см. табл. (10.6); длина ступени /5 определяется графически на конструктивной компоновке. В чер­ вячных и цилиндрических редукторах в ряде случаев вместо 5-й ступени тихоходного вала устанавливают распорную втулку на 2-й, 4-й или 3-й ступени (см. рис. А9, А10, А12) с наружным диамет­ ром d^, не превышающим наружный диаметр внутреннего кольца подшипника (см. рис. 10.36).

Для быстроходного вала конического редуктора на 5-й ступени устанавливается регулирующая гайка с мелкой метрической резь­ бой. Диаметр ступени d^ и ее длина /5 определяются по табл. 7.1 и уточняются при конструировании вала на чертеже общего вида при­ вода (см. рис. 10.5, б),

10.3. Выбор соединений

(рис. 10.4, в, е; 10.5, в, е\ 10.6, в, е)

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент (колесами, элементами открытых передач, муфтами), при­ меняют шпонки и посадки с натягом. При курсовом проектирова­ нии кроме выбора шпоночных соединений вала с колесом, муф­ той, элементом открытой передачи рассчитывают также соедине­ ние с натягом колеса с 3-й ступенью тихоходного вала.

1. Шпоночные соединения (см. рис. А1...А18). В индивидуаль­ ном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с а^>600 Н/мм^ (чаще всего из стали 45). Длину шпонки выбирают из стандартного ряда /J^40 (см. табл. 13.15) так, чтобы она была

193

меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5...10 мм. Сече­ ние шпонки {b^h) выбирается по величине соответствующего диа­ метра ступени по табл. К42.

Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении. При переда­ че вращаюш[его момента оно характеризуется значительными мест­ ными деформациями вала и ступицы колеса в районе шпоночного паза, что снижает усталостную прочность вала. Его применяют в случаях, когда для заданного момента не удается подобрать посадь^ с натягом из-за недостаточной прочности материала колеса или по технологическим возможностям.

При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а поса­ док переходных крайне нежелательно, так как происходит обкаты­ вание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, кото­ рое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг. При этом рекоменду­ ются посадки:

для цилиндрических прямозубых колес Н1/р(у {Н1/гв)\

для цилиндрических косозубых и червячных колес Н1/г6 {Hl/sl)\ для конических колес HI/si {Hl/t(>),

Посадки с большим натягом (в скобках)—для колес реверсив­ ных передач. Посадки призматических шпонок, применяемых в проектируемых ред>тсгорах, регламентированы ГОСТ 23360—78, по которому поле допуска ширины шпонки определено Л9; поле до­ пуска ширины шпоночного паза вала--Р9, N9. а паза ступицы ко­ леса-/^9, /9 (см. рис. !3.7... 13.13).

2. Соедашение с натягом (см. рис. 10.13, д: 10.16; А8). Эти со­ единения имеют уттрощенную технологию изготовления за счет от­ сутствия шпонки и двух пазов в сопрягаемых деталях; они нечув­ ствительны к реверсивным нагрузкам, хорошо воспринимают ди­ намические нагрузки. Обеспечив. :гот хорошее базирование, исклю­ чают ослабление вала шпоночным пазом. Недостаток этих соеди­ нений—трудоемкость сборки, сложность контроля качества соеди­ нения.

Расчет (подбор) посадки с натягом проводится в следующем порядке.

а) Определить среднее контактное давление /7^, Н/мм^ на поса­ дочной поверхности:

где А^—коэффициент запаса сцепления деталей (в зависимости от ответственности соединений принимают К = 2...4,5). Для валов с консольной нагрузкой принимают: /Г- 3—на конце вала установле­ на муфта; А^= 3,5—звездочка цепной передачи или шестерня; А'= 4—

194

Рис. 10.16. Соединение зубчатого колеса с валом с натягом

ШКИВ ременной передачи; /—коэффициент трения (табл. 10.13); d и /—соответственно диаметр и длина посадочной поверхности, мм; Г—вращающий момент, Нм (см. табл. 2.5); F—осевая сила в за­ цеплении Н (см. табл. 6.1).

Как показал анализ, влияние осевой силы F на величину сред­ него контактного давления/?^ незначительно (с учетом осевой силы давления для цилиндрических и червячных колес увеличивается в -1,005 раза, а для конических колес с круговыми зубьями в -1,02 раза).

Тогда среднее контактное давление следует определять по фор­ муле

2/rrio^

nd4f

б) Определить коэффициенты С, и С^\

гдеrf—посадочныйдиаметр, мм; ^^—диаметр отверстия охватывае­ мой детали (для сплошного вала d=Q), мм; d^—jmdMQvp охватываю­ щей детали, мм (см. рис. 10.16); \i^ и ILXJ—коэффициенты Пуассона охватываемой и охватывающей деталей (табл. 10.14).

в) Определить деформацию деталей А, мкм:

^^Pd'W

195

где Е^ и E^—uonynw упругости материалов охватываемой и охваты­ вающей деталей, Н/мм^ (табл. 10.14).

г) Определить поправку на обмятие микронеровностей w, мкм:

где Ra^ и Ra^—c^QjxHWQ арифметические отклонения профиля мик ронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала. Они на­ значаются по табл. 13.13 в зависимости от предполагаемых квалитетов точности изготовления отверстия и вала.

д) Определить поправку на температурную деформацию Д^, мкм. Температурные деформации следует учитывать при подборе по­ садки зубчатых венцов червячных колес, которые нагреваются при работе передачи до относительно высоких температур, вследствие

чего ослабляется натяг соединения центра и венца колеса:

^ = d[{t,+2Q')a,-{t-2Q'^)a^l

где /j и t^— температуры деталей соединения в процессе работы, °С; «J и «2— температурные коэффициенты линейного расширения ма­ териала деталей (табл. 10.14).

Т а б л и ц а ЮЛЗ. Коэффициент трения /при посадках с натягом

Т а б л и ц а ЮЛ4. Коэффициент Пуассона ja, модуль упругости £*, температурный коэффициент линейного распшрения а

е) Определить минимальный требуемый натяг [Л"]^^^, мкм, для передачи вращающего момента:

[Л^1 >Л+^+А^.

196

ж) Определить максимальное контактное давление, допускае­ мое прочностью охватывающей детали \р]^^, Н/мм^:

где а^2 ~" предел текучести материала охватывающей детали, Н/мм^ (см. табл. 3.2; 3.5).

з) Определить максимальную деформацию соединения, допус­ каемую прочностьк^ охватывающей детали [А]^^, мкм:

А

max PI

и) Определить максимальный допускаемый натяг соединения, гарантирующий прочность охватывающей детали [N]^^, мкм:

[N] < [А] +W.

L Jmax L Jmax

к) По значениям [Л]^ и [N]^^^ из табл. 10.15 выбрать стандарт­

ную посадку, у которой \N]^^> [N]^, а [N]^< [УУ]^.

л) Определить давление от максимального натяга [N]^^ выбран­

м) Для выбранной посадки определить силу запрессовки или температуру нагрева (охлаждения) детали:

срша запрессовки F^, Н:

где^ — коэффициент трения при прессовании (см. табл. 10.13); температура нагрева охватывающей детали t^ °С:

N +z«

Для предотвращения структурных изменений в материале темпе­ ратура нагрева /^ должна быть меньше допускаемой: [/]-230...240'С - для стали; [/]=150...200°С - для бронзы.

Температура охлаждения охватываемой детали / °С:

где z^g — дополнительный зазор для облегчения сборки, принима­

Пример. Подобрать прессовую посадку, обеспечивающую соеди­ нение зубчатого колеса с валом (см. рис. 10.16). Соединение нафу-

наружный диаметр ступицы колеса ^2=115 мм; вал сплошной — d= 0. Материал зубчатого колеса и вала — сталь 45; предел текучести материала колеса а^2^ 540 Н/мм^ Сборка прессованием; коэффи­ циент запаса сцепления /Г = 3. Коэффициенты трения при расче­ тах: сцепления — f= 0,08; запрессовки — f^- 0,2.

197

Таблица 10.15. Выбор посадок по значению натягов 7V^. и Л^„,. мкм

ния, двумя лини[ЯМИ гюдчеркнуты реком(5ндуемые посадки.

198

4. Определяем поправку на обмятие микронеровностей. Предва­ рительно предполагаем, что точность, изготовления вала и отвер­ стия будет соответствовать 7-му квалитету; по табл. 13.13 принима­ ем значения Ra^=],6; Ra^=],6,

и = 5,5iRa^+Ra^) = 5,5(1,6+1,6) = 17,6 мкм.

5. Определяем минимальный требуемый натяг:

l^min ^ А+« + А^+11,39 + 17,6+ О = 28,99 мкм.

Для зубчатых передач поправку на температурную деформацию

не подсчитывают, принимая А^= 0.

6. Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали:

W ^ - 0,5а,[\^{d,/d,y] = 0,5 • 540[1-(75/115)^] = 115,16 Н/мм1

7.Определяем максимальную деформацию, допускаемую прочнос­ тью охватывающей детали:

А11 39

8.Определяем максимальный допускаемый натяг, гарантирующий прочность охватывающей детали:

11. Определяем силу запрессовки для выбранной посадки:

f^=ndlp^X= 3,14 • 75 • 110 • 47,02 • 0,20 = 243734,18 Н = 243,73 кН.

Таким образом, для сборки соединения требуется пресс, разви­ вающий силу 250 кН.

199