Курсовой проект вариант 5 (Косозубая цилиндрическая передача) / Detali_mashin_Kursovoe_proektirovanie_Dunaev_Lelikov_2004

4.12. Основные размеры втулочных и роликовых цепей

120

Г л а в а 5 СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ-СТУПИЦА

5.1. Шпоночные соединения

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют

призматические и сегментные шпонки.

Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; конщ>1 скругленные (рис. 5.1, а) или плоские (рис. 5.1, б). Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b u h берут из табл. 19.11 и 12.5 и оп-

ределяют расчетную длину /р шпонки:

ни шпонки в ступице, работающая на смятие, мм; h - высота шпонки (см. табл. 19.11 и 12.5); - глубина врезания шпонки в паз вала; [а]см - допускаемое напряжение смятия.

При стальной ступице [а]см = 110 ... 190 Н/мм^, при чугунной ступице [а]см = 70 ... 100 Н/мм^. Большие значения следует принимать при спокойной работе, а также при повышенной прочности материалов ступицы и шпонки (легированные марки сталей).

После вычисления /р определяют стандартную длину шпонки /. Для Ш1ЮНКИ со скругленными торцами / = /р + для шпонки с плоскими торцами / = /р. Полученную длину / округляют в большую сторону до стандартного значения (см. табл. 19.11). Длину ступицы назначают на 8 ... 10 мм больше длины шпонки. Пример расчета шпоночного соединения см., например, разд. 13.1.

Если по результатам расчета шпоночного соединения получают длину ступицы /ст > 1,5б/, то вместо шпоночного целесообразнее применить шлицевое соединение или соединение с натягом.

Для лучшей работы шпоночного соединения зубчатые и червячные колеса следует устанавливать на вал с натягом.

121

Сборка деталей внутри корпусов коробок передач, не имеющих плоскости разъема по осям валов, затруднена. Поэтому для зубчатых колес коробок передач применяют переходные посадки.

При передаче вращающего момента шпоночным соединением посадки в сопряжении с валом можно принимать для колес:

Посадки с большим натягом (в скобках) ~ для колес реверсивных передач.

Посадки шпонок в пазы вала и ступицы регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок и ГОСТ 24071-97 для сегментных шпонок.

Поле допуска размера ширины призматической шпонки и размера толщины сегментной шпонки определено приведенными стандартами - h9. Призматическая шпонка должна быть установлена в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза во всех случаях следует принимать Р9. Дня сегментной шпонки поле допуска ширины шпоночного паза вала принимают N9.

Поля допусков ширины шпоночных пазов отверстий следует

Шлицевое соединение вала и ступицы может быть выполнено неподвижным и подвижным в осевом направлении.

Наиболее распространены соединения прямобочными шлицами (рис. 5.2). Широкое применение находят также эвольвентные шлицевые соединения (рис. 5.3).

В соединениях с прямобочными шлицами соосное положение соединяемых деталей обеспечивается центрированием по одному из диаметров соединения - наружному D (рис. 5.2, а) или внутреннему б/(рис. 5.2, б). Размеры соединения см. в табл. 19.12.

122

Рис. 5.2

Центрирование в соединениях с эвольвентным профилем выполняют, как правило, по боковым поверхностям зубьев (рис. 5.3, а), реже по наружному диаметру D (рис. 5.3, б). За номинальный диаметр соединения принимают его наружный диаметр Д в зависимости от которого и назначают размеры шлицевого соединения (см. табл. 19.13).

Рис. 5.3

Посадки элементов шлицевых соединений регламентированы ГОСТ 1139-80 для прямобочных шлицев и ГОСТ 6033-80 для эвольвентных шлицев.

Из числа полей допусков и посадок, приведенных в стандартах, рекомендуется в курсовом проекте применять посадки прямобочных шлицев по табл. 5.1 и эвольвентных по табл. 5.2.

123

5.1.Рекомендуемые посадки соединений

спрямобочными шлицами

5.2.Рекомендуемые посадки соединений

сэвольвентными шлицами

Реверсивная 9H/9g

124

Пример 1. Обозначение прямобочного соединения с центрированием по наружному диаметру, числом зубьев z = 8, внутренним диаметром d ^ 62 мм, наружным Z) = 68 мм, шириной b = \2 мм, посадками по наружному диаметру H7/js6 и по размеру -D9/js7:

£ ) - 8 X 62 X 68H7/js6 X 12D9/js7 ГОСТ 1 139-80. Обозначение в этом соединении:

отверстия в ступице - £) - 8 х 62 х 68Н7 х 12D9 ГОСТ 1139-80,

Пример 2. Обозначение прямобочного соединения с центрированием по внутреннему диаметру, числом зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 62 мм, наружным Z) = 68 мм, шириной b = \2 мм, посадками по внутреннему диаметру H7/f7 и по размеру b - D9/f8.-

- 8 X 62H7/f7 X 68 X 12D9 / f8 ГОСТ 1139-80.

Обозначение в этом соединении:

отверстия в ступице-с/-8 х 62Н7 х 68 х 12D9 ГОСТ 1139-80, вала - с / - 8 X 62f7 х 68 х 12f8 ГОСТ 1139-80. Пример 3. Обозначение эвольвентного соединения номинального размера D = 60 мм, т = 2 ым с центрированием по боковым

сторонам зубьев при посадке 9H/9g:

6 0 x 2 x 9 H / 9 g ГОСТ 6033-80. Обозначение в этом соединении:

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

60 X Н7 / g6 X 2 ГОСТ 6033-80. Обозначение в этом соединении:

125

5.3.Соединения с натягом

Впоследнее время для передачи момента с колеса на вал все чаще применяют соединения с натягом.

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

Исходные данные для подбора посадки с натягом:

-вращающий момент на колесе Т, Н мм;

-размеры соединения -d; di; din I, где d ~ диаметр соединения; d\ - диаметр отверстия пустотелого вала; di - условный наружный диаметр втулки (ступицы колеса, внешний диаметр бан-

дажа и др.); I-длина сопряжения; все линейные размеры в мм;

-материалы соединяемых деталей и параметры шероховатости поверхностей;

-способ сборки (запрессовкой или нагревом втулки).

принимают: как показывает анализ, после приведения сил Ft и Fa к диаметру d соединения, влияние осевой силы оказывается незначительным (с учетом силы Fa давление увеличивается для цилиндрических и червячных колес в 1,005 раза, а для конических колес с круговым зубом в 1,02 раза).

Коэффициент сцепления (трения)/принимают по табл. 5.3.

126

5.3. Значения коэффициента сцепления (трения)/

2. Деформация деталей (мкм)

d = Wpd{CjE,+CjE,),

где С|, Сг - коэффициенты жесткости:

c,^[\+{didj]i[\-{did;f

Е - модуль упругости, Н/мм~: для стали - 2,1 • \0\ чугуна -

0,9 • 1оловянной бронзы - 0,8 • 10^ безоловянной бронзы и латуни - 10^; ц - коэффициент Пуассона: для стали - 0,3, чугуна - 0,25, бронзы, латуни - 0,

3. Поправка на обмятие микронеровностей (мкм)

где Ra\ и Rai - средние арифметические отююнения профиля поверхностей. Значения Ra, мкм берут из чертежей деталей или по табл. 16.2.

4. Поправка на температурную деформацию (мкм). При подборе посадки зубчатых венцов червячных колес, которые нагреваются при работе передачи до относительно высоких температур, учитывают температурные деформации центра и венца колеса, ослабляющие натяг,

5, =10V[(/, -20°)а2 -(/, -20°)а,

127

Здесь /i и /2 - средняя объемная температура соответственно обода центра и зубчатого венца колеса. Значения коэффициентов а, 1ЛС: для стали- 12 • 10"^; чугуна- 10 • 10"^; бронзы,латуни- 19 • 10Л

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

М™„=5 + « + 5,.

6. Максимальный натяг (мкм), допускаемый прочностью дегапей.

+ W.

Здесь [5]тах = [р]тах 5//?, МКМ - максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей, где [р]тах (Н/мм^) - максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей (или охватываемой) детали, меньшее из двух

или

Здесь ат2, Cji - предел текучести материала соответственно охватывающей и охватываемой детали, Н/мм^.

Для сплошного вала {d\ = 0) [p]maxi = сТть Пределы текучести а^ некоторых материалов даны в табл. 5.4 и 12.7.

5.4. Пределы текучести а^ некоторых материалов

Приводимые в табл. 5.5 значения минимального iVmin и максимального Л^тах вероятностных натягов подсчитаны по формулам, учитывающим рассеивание размеров вала и отверстия и, как следствие, рассеивание натяга.

128

5.5. Значения минимального N^in и максимального Nm»x вероятностных натягов рекомендуемых посадок