9.2 Разрабртка конструкции вала

Рассмотрим разработку конструкции тихоходного вала редуктора , а затем отметим конструкционные особенности быстроходного и промежуточного валов.

Рис. 9.8

Валы передач , как правило , ступенчатые , что позволяет строго базировать детали на валу в осевом направлении , упрощать сборку , обеспечивать посадку деталей с натягом и

т.п.

По рис. 9.8 , а возможны два варианта конструирования.

1. Опасное сечение расположено под колесом. Первоначально принимается (где расчетный диаметр вала из разд.9.1 ). Полученное значение округляется до стандартного ряда ГОСТ 6636 – 69 по 40 : 12…26 (через 1 мм), 28…42 (через 2 мм), 45,48,50,53,56,60,63,67,71,75…120 (через 5 мм). Указанное увеличение расчетного диаметра вала на 10% необходимо для компенсации ослабления сечения вала шпоночным пазом. Диаметр упорного бурта должен быть также на 10% больше окончательного значения ,т.е с последующим округлением до стандартного ряда по Диаметр , строго говоря , не является обязательным : он необходим для упора внутреннего кольца подшипника и определяется по ГОСТу 20226 – 74 , однако с достаточной степенью точности можно принять На диаметре расположена втулка. Возможны два варианта ее установки:

1). либо на отдельном диаметре (рис.9.8,а) , тогда В этом случае распорная втулка изготавливается по свободным диаметральным размерам;

2). либо на одном диаметре с колесом (рис.9.8,б). Тогда диаметр исключается , но втулка должна быть изготовлена и установлена на вал по соответствующей посадке (чаще , что увеличивает ее стоимость.

Диаметр вала под подшипником выбирается как ближайшее меньшее стандартное от (рис.9.8,а) или (рис.9.8,б). По диаметру происходит скольжение вала по уплотнению, расположенному в крышке подшипника , поэтому принимают В случае, если принимают , то на участке контакта вала с уплотнением необходима посадка с зазором (например , ). Кроме того , уплотнение можно осуществлять и по распорной втулке (рис.9.8,а). Диаметр выходного участка вала - для обеспечения упора детали , расположенной на диаметре (шестерня , полумуфта , звездочка и т.д.). Полученный диаметр проверяют по условию прочности на кручение

где [ - допускаемые напряжения на кручение для симметричного цикла , как более опасного.

Если условие прочности на кручение выходного участка вала не выполняется , то либо необходимо увеличить все диаметры вала , либо принять , установив для осевой фиксации деталей распорную втулку (рис.9.8,а). Для выходных концов валов могут использоваться шлицевые соединения (в курсовом проектировании применение шлицевых соединений желательно) , имеющие более высокую нагрузочную способность. Наружный диаметр шлиц D (рис.9.8,а) выбирается как ближайшее меньшее к .

2. Опасное сечение расположено под подшипником. Тогда конструирование вала начинают с , принимая его как ближайшее большее стандартное (12,15,17,20 и т.д. через 5 мм) от расчетного диаметра вала (см.разд.3). Для назначения всех остальных размеров сохраняются соотношения , предложенные в п.1. Для рассматриваемого в разд.3 примера опасное сечение расположено под подшипником , Примем , (см.рис.9.8,б). Проверим на кручение

где [ т.е. условие прочности на кручение выполняется.

Остальные размеры:

Для промежуточных валов необходимо уменьшение диаметров от середины в обе стороны. Диаметры ступеней , расположенные по обе стороны то середины , принимают одинаковыми и выполняют с одним допуском , что упрощает обработку , сокращает число контрольных калибров , сохраняет на обеих опорах один типоразмер подшипников .Однако , если диаметр промежуточного вала под подшипниками окажется меньше , чем аналогичный диаметр входного вала , то его увеличивают и подшипники входного и промежуточного валов берут одинакового диаметра.

Если диаметр окружностей впадин шестерни отличается от расчетного диаметра вала под ней на величину , не превышающую 20% , то зубья шестерни нарезают непосредственно на валу.

Для передачи крутящего момента между валами и насаженными на них деталями служат шпоночные (как правило , призматические) и шлицевые соединения. Профиль шпонки в*h (см. рис.9.8,а) выбирается по табл.9.2 в зависимости от диаметра вала. Длина шпонки для лучшего центрирования детали принимается (где – длина ступицы определяется по разд.2).

Табл. 9.2

Шпоночные соединения проверяют на смятие , т.к. напряжение среза стандартных шпонок менее опасно.

,

Где - диаметр вала , мм.

Для ранее рассмотренного примера для диаметра выбираем шпонку в=22мм , h=14мм, тогда

При использовании шлицевых соединений для выходных валов по ГОСТ 1139-80 размеры и число прямобочных шлиц для средней серии Z*d*D ( Z- число шлиц)принимаются: 6х16х20, 6х18х22, 6х21х25, 6х23х28, 6х26х32, 6х28х34, 8х36х42, 8х42х48, 8х46х54, 8х52х60, 8х56х65, 8х62х72, 10х72х82, 10х82х92, 10х92х102, 10х102х112, 10х112х125. Профиль шлиц выбирается по диаметру вала, длине, равной длине ступицы охватывающей детали. Выполняется проверочный расчет шлицев на смятие:

= .

В этой формуле: - средний диаметр, h=(D-d)/2 – высота зуба, ψ= 0,7…0,8 –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для рассматриваемого примера примем шлицы 8х62х72,

Отметим, что в последнее время появилась тенденция к изготовлению пустотелых валов. В этом случае снижается масса валов, повышается их жесткость, появляется возможность установки подшипников более легкой серии ( хотя и большего диаметра) .

Для пустотелых валов условие прочности на изгиб с кручением имеет вид

α= степень пустотелости валов. Тогда расчетный диаметр вала

Для рассмотренного примера ( приняв α= 0,5)

Примем диаметр вала под подшипником , внутренний диаметр вала уточненное значение степени пустотелости α= 40/75 =0,53. Все остальные размеры вала сохраняются без изменения .