Курсовой проект вариант 5 (Косозубая цилиндрическая передача) / Detali_mashin_Kursovoe_proektirovanie_Dunaev_Lelikov_2004

зубчатых передач (конструкции валов-червяков см. разд. 4.7). Конструирование концевых участков и определение диаметров валов в местах установки подшипников рассмотрено выше (см. разд. 12.1).

t O L

Рис. 12.12

На входном валу цилиидрыческои передачи зубья шестерен нарезают на среднем участке. Диаметр его определен чаще всего размером ^БП, значение которого находят из условия надежного

268

контакта торцов заплечика и внутреннего кольца подшипника (см. рис. 3.1, 3.2). Конструкция вала на среднем участке зависит от передаточного числа и значения межосевого расстояния передачи. При небольших передаточных числах и относительно большом межосевом расстоянии диаметр df\ окружности впадин шестерни больше диаметра d^u вала (рис. 12.12, а). При больших передаточных числах и малом межосевом расстоянии df\ < d^n, тогда конструкцию вала выполняют по одному из вариантов рис. 12.12, б - г, предусматривая участки для выхода фрезы, нарезающей зубья. Диаметр D^ фрезы принимают по табл. 4.4 (стр. 94) в зависимости от модуля т. Длину /вых определяют графически.

Если наружный диаметр da\ шестерни оказывается меньше диаметра d^u, то обтачивают или весь вал в средней части по наружному диаметру шестерни (рис. 12.12, в), или между нарезанной частью и торцом вала выполняют конические переходные участки (рис. 12.12, г). Последний вариант несколько сложнее в изготовлении, но жесткость вала получается выше в сравнении с вариантом по рис. 12.12, в.

Участок выхода фрезы можно распространять на торец вала, по которому базируют подшипник качения (рис. 12.12, в, г).

ii

1 — i

•о t3

Рис. 12.13

Конструкцию входного вала конической передачи чаще всего выполняют по рис. 12.13, располагая шестерню консольно относительно подшипниковых опор. Регулирование подшипников проводят перемещением по валу правого по рис. 12.13 подшипника с помощью круглой шлицевой гайки 1. После регулирования гайку стопорят многолапчатой шайбой 2. Размеры проточки на валу для

269

выхода резьбонарезного инструмента принимают по табл. 12.6, паза под язычок стопорной шайбы, а также наибольший допустимый размер d\ - по табл. 19.6. Другие конструкции входных валов конических зубчатых передач представлены на рис. 14.4, 14.5.

Промежуточные валы. Промежуточные валы не имеют концевых участков. На рис. 12.14 показан промежуточный вал двухступенчатого цилиндрического редуктора. На самом валу нарезаны зубья шестерни тихоходной ступени. Рядом расположено зубчатое колесо быстроходной ступени. Диаметры dsn и d^K определяют по рекомендациям гл. 3 (см. рис. 3.1, 3.2). В зависимости от размеров шестерни конструкцию выполняют или по рис. 12.14, а, {df\ > или по рис. 12.14, Б {df[ < Д^БК)- Допустимо участок выхода фрезы (Д, по табл. 4.4 стр. 94) распространять на торцы вала, контактирующие с колесом или внутренним кольцом подшипника (рис. 12.14, б).

Рис. 12.14

Между подшипником и колесом на том же диаметре, что и подшипник, располагают дистанционное кольцо. Диаметральные размеры кольца определяют из условия контакта его торцов с колесом и с внутренним кольцом подшипника. Поэтому кольцо имеет чаще всего Г-образное сечение.

Выходные (тихоходные) валы. Выходные валы имеют концевой участок (см. разд. 12.1). В средней части вала между подшипниковыми опорами размещают зубчатое колесо. Наиболее простая конструкция вала показана на рис. 12.15. В сопряжении колеса с валом использована посадка с большим натягом. Подшипники установлены до упора в заплечики вала. Иногда между подшипниками и колесом располагают дистанционные втулки

270

(рис. 12.16). В этом случае вал может быть гладким, одного номинального диаметра, разные участки которого выполняют с различными отклонениями для обеспечения нужного характера сопряжения с устанавливаемыми деталями.

о»

Рис. 12.15

Рис. 12.16

Валы следует конструировать по возможности гладкими, с минимальным числом уступов (рис. 12.15, 12.16). В этом случае достигают существенного сокращения расхода металла на изготовление вала, что особенно важно в условиях крупносерийного производства. Сборку колеса с гладким валом выполняют в сборочном приспособлении, определяющем осевое положение колеса. В индивидуальном и мелкосерийном производстве валы можно снабдить заплечиками для упора колес (рис. 12.17).

271

Рис. 12.17

Для повышения технологичности конструкции радиусы галтелей, размеры фасок и канавок для выхода инструмента на одном валу желательно принимать одинаковыми. Если на валу предусмотрено несколько шпоночных пазов, то для удобства фрезерования их располагают на одной образующей и выполняют одной ширины, выбранной по меньшему диаметру вала (рис. 12.17).

12.4. Расчеты валов на прочность

После определения диаметров и длин участков вала, а также его конструктивных элементов производят расчет вала на прочность.

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колеса, звездочки, шкивы, полумуфты. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу.

Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали (табл. 12.8). Для большинства валов применяют термически обрабатываемые среднеуглеродистые и легированные стали марок 45, 40Х; для высоконапряженных валов ответственных машин - легированные стали марок 40ХН, 20Х, 12ХНЗА.

272

Выполняют расчеты валов на статическую прочность и на сопротивление усталости. Расчет проводят в такой последовательности: по чертежу сборочной единицы вала составляют расчетную схему, на которую наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной X и вертикальной Y). Затем определяют реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этих же плоскостях строят эпюры изгибающих моментов Мх и My, отдельно эпюру крутящего момента М^. Пре положительно устанавливают опасные сечения, исходя из эпюр моментов, размеров сечений вала и концентраторов напряжений (обычно сечения, в которых приложены внешние силы, моменты, реакции опор или места изменений сечения вала, нагруженные моментами). Проверяют прочность вала в опасных сечениях.

Расчет на статическую прочность. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства).

273

Величина перегрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так, при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя.

В расчете используют коэффициент перегрузки К^, = Jmax / Т, где Гтах - максимальный кратковременно действующий вращающий момент (момент перегрузки); Т - номинальный (расчетный) вращающий момент. Для асинхронных электродвигателей Кп = 2,2 ...

... 2,9 (см. табл. 19.28).

В расчете определяют нормальные а и касательные т напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

^ктах =^тах = ^п^ ~ крутящий момент, Н м; F^^^ = ^п^ ~ оссвая сила, Н: W и W^- моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм^ А - площадь поперечного сечения, мм1

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести а^ и Тт материала см. табл. 12.8):

а , / а ;

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

при совместном действии нормальных и касательных напряжений

общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля).

Моменты сопротивления W при изгибе, Wy^ при кручении и

площадь А вычисляют по нетто-сечению:

274

дштшЛиного круглого сечения диаметром D

W= л Z)'/32; К = л D^/16; А = л D^/4;

Рис. 12.18

для полого круглого сечения (рис. 12.18, а)

для вала с прямобочньши шлицами (рис. 12.18, б)

для вала с эвольвентными шлицами и для вала-шестерни в сечении по зубьям геометрические характеристики приведены в табл. 12.9, 12.10;

для вала с одним шпоночным пазом (рис. 12.18, в)

275

12.9.Геометрические характеристики сечений вала-шестерни

исечений вала с эвольвентными шлицами

Примечания: 1. Для косозубых валов-шестерен расчет по приведенным формулам идет в запас прочности.

2. Б - блокирующая линия из условия отсутствия подрезания зубьев (рис. 12.19).

Значения моментов сопротивления приведены: для сечений с эвольвентными шлицами по ГОСТ 6033-80 - в табл. 12.10; с прямобочными шлицами по ГОСТ 1139-80 - в табл. 12.11; с пазом для призматической шпонки по ГОСТ 23360-78 - в табл. 12.12.

276

12.10.Значения моментов сопротивления |РГдля сечений вала

сэвольвентными шлицами

277