
- •Содержание
- •Введение
- •1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода
- •2. Силовой расчет привода
- •3. Выбор типа зубь ев зубчатых передач
- •4. Выбор степени точности изготовления зубчатых колес
- •5. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора
- •6. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора
- •7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес
- •8. Проектировочный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес
- •9. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
- •10. Проверочный расчет зуб ьев на усталостную прочность при изгибе
- •11. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
- •12. Геометрический расчет зацепления конической зубчатой передачи
- •13. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес
- •14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес
- •15. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора
- •16. Расчет цепной передачи
- •17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с электродвигателем
- •18 Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора
- •18.1 Определение диаметральных размеров быстроходного вала редуктора.
- •18.2 Первый этап эскизной компоновки
- •18.3 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается звездочка.
- •19. Подбор подшипников для валов редуктора
- •19.1 Выбор типа подшипников
- •19.2 Выбор схемы установки подшипников в опорных узлах валов редуктора
- •19.3 Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора
- •19.4 Подбор подшипников для тихоходного вала редуктора
- •20. Выбор смазки подшипников валов редуктора
- •21. Выбор уплотнений валов редуктора
- •22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора
- •23. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатых колес
- •24. Подбор посадок основных деталей редуктора
- •25. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач
- •26. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов
- •27. Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
- •30. Список литературы
25. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач
Шпоночные соединения относят к разъемным соединениям (допускающим разборку деталей без их повреждения). Их осуществляют при помощи специальной детали – шпонки, устанавливаемой в пазах вала и ступицы.
Шпоночные соединения используют в малонагруженных валах изделий преимущественно единичного и мелкосерийного производства. Это обусловлено следующими недостатками таких соединений: малой несущей способностью; ослаблением валов шпоночными пазами; концентрацией напряжений из-за не-благоприятной формы шпоночных пазов; низкой технологичностью (для обеспечения взаимозаменяемости необходима ручная пригонка шпонок по месту их установки).
Размеры призматических шпонок стандартизованы ГОСТ 23360 – 78
В соответствии с ГОСТ 23360 – 78, призматические шпонки изготавливают из чистотянутых прутков углеродистой или легированной стали с пределом прочности в 500 МПа, поставляемых в соответствии с ГОСТ 8787 – 68. Для повышения ремонтопригодности соединения материал шпонки принимают менее прочным, чем материал вала и ступицы. Для шпонок обычно назначают стали Ст 6 (т = 300 МПа; в = 600 МПа).
В связи с тем, что для повышения ремонтопригодности соединения шпонки выполняют из менее прочного материала, чем материал вала и ступи-цы, то именно они подвергаются проверочному расчету на смятие их рабочих поверхностей, располагаемых в пазах ступицы (т.к. глубина врезания шпонки в ступицу меньше, чем в вале).
Расчет шпонок на смятие проводят по следующей зависимости, основан-ной на линейном (треугольном) законе распределения напряжений смятия см по высоте поверхности контакта шпонки со стенками пазов вала и ступицы:
где см – максимальное значение напряжений смятия, возникающих в зоне контакта шпонки со стенкой паза в ступице, МПа;
– крутящий
момент, передаваемый шпонкой при
номинальном нагружении соединения,
Нм;
К n = Тпик / Тном – коэффициент перегрузки;
Тпик; Тном – соответственно, пиковый и номинальный крутящие моменты, действующие на соединение, К n =2.2;
K AS – коэффициент, учитывающий динамичность приложения пиковой внешней нагрузки;
К
– коэффициент
учитывающий неравномерность распределения
напря-жений смятия
см по рабочей длине шпонки lР;
h, t, l P – высота шпонки, глубина паза в вале и рабочая длина принятой шпонки, мм;
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
[ см] – допускаемое значение напряжений смятия, МПа;
Т предел текучести материала шпонки, МПа;
[S T] = (1,2…1,3) – необходимое значение коэффициента запаса по текучести.
При использовании
посадок без гарантируемого натяга
(переходные посадки или посадки с
зазором) и при отсутствии силовой затяжки
ступицы крутящий момент, передающийся
шпонкой, принимают равным крутящему
моменту, действующему на соединение,
т.е.
Н.
Коэффициент К АS, учитывающий динамичность приложения пиковой внешней нагрузки, принимают равным К AS = (1,2…2,5). Меньшие значения принимают при использовании электродвигателей постоянного тока с пусковой аппаратурой, а большие – при применении двигателей внутреннего сгорания, КAS=2.2.
Коэффициент
K,
учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине шпонки, назначают
равным К=(1,1…1,5).
Меньшие значения принимают при коротких
(lp
d) шпонках, К
= 1.5.
Размеры принятой шпонки: b = 8мм, h = 7мм, t = 4мм, lшп=56мм.
Рабочую длину шпонки l p определяют в зависимости от вида торцов шпонки: l p = l шп – 0.5 b = 56 – 0.5·8 = 52мм.
МПа.
МПа.
Проверке на срез подвергают только шпонки с уменьшенным (по сравнению с необходимым по стандарту для данного диаметра вала) поперечным сечением.
Размеры призматических шпонок между валом и муфтой (ширину b и высоту h) выбирают по таблицам ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонок, а длину шпонки lшп назначают на 5…10 мм короче длины ступицы и согласовывают со следующим стандартным рядом длин: 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200 и т.д.
Следовательно в данном случае b = 8мм, h = 7мм, t = 4мм, lшп=36мм.
Для шпонки назначим сталь 45 (т = 360 МПа; в = 610 МПа).
МПа
МПа.
Для соединения вала со ступицей звездочки будем использовать шлицевое соединение .
Шлицевые соединения представляют собой разъемные соединения, образуемые выступами (зубьями) на валу, входящими во впадины (шлицы) соответствующей формы отверстия ступицы. Эти соединения можно представить как многошпоночные, у которых шпонки выполнены за одно с валом.
Шлицевые соединения имеют значительные преимущества перед шпоночными по прочности, технологичности и точности.
Основное распространение (в общем машиностроении около 80%) в настоящее время получили прямобочные шлицевые соединения (ГОСТ 1139 80).
ГОСТ 1139 80 предусматривает прямобочные шлицевые соединения трех серий: легкой, средней и тяжелой, различающихся между собой размерами и числом шлицев. Основное применение получили соединения легкой и средней серий.
Шлицевые соединения различают также по системе центрирования ступицы на валу.
Наибольшее распространение получило центрирование по наружному или внутреннему диаметру.
Основным считается расчет шлицев на износ их рабочих поверхностей с проверкой на отсутствие у них смятия до приработки зубьев. Для прямобочных шлицевых соединений их расчеты на износ и смятие стандартизованы ГОСТ 21425 75 [1, с. 177 179] , или [4, с. 136 138].
Размеры выбранных шлицев:
D = 32мм, d = 28, SA=126 мм3/мм – статический момент единицы длины рабочей поверхности шлицев относительно оси вала.
Z = 6 – число зубьев, b = 7мм – высота.
Проверочный расчет ведется по условию износостойкости по напряжениям смятия:
,
где T – вращающий момент, T = 88Н·м;
l – длина соединения, l = 30 мм.
МПа.
Условное допускаемое давление определяется по формуле:
,
где K – коэффициент нагрузки;
KД – коэффициент допускаемого давления.
,
где Kзс – коэффициент, учитывающий неравномерное нагружение зубьев от радиальных сил и скольжение рабочих поверхностей,
назначается в
зависимости от
Kзс = 1.6.
Кпр – коэффициент продольной концентрации нагрузки,
Кпр = Ккр+ Ке-1,
где Ккр - коэффициент, учитывающий закручивание вала в соединении, Ккр =1;
Ке - коэффициент, учитывающий смещение середины от середины шлицевого участка, Ке = 1.5.
Кпр =1.5
К = 2.4
КД = КNKпКсм,
где КN - коэффициент, учитывающий общее число циклов нагружения, можно принимать КN =1;
Kп – коэффициент переменности режима, при постоянном режиме Kп = 1.
Ксм - коэффициент, учитывающий характер смазки, при средних условиях смазки Ксм =1.
Следовательно КД =1, тогда:
= 110 МПа для термоулучшения.
МПа.
Проверка на смятие актуальна для высоконапряженных шлицевых соединений.