ВалОсьМихайлов (560144), страница 5
Текст из файла (страница 5)
В силовых механизмах сегментные шпонки используют реже призматических не только иэ-за способности передавать меньший вращающий момент, но и потому„что они входят в вал более глубоко и ослабляют сечение вала несколько больше. Для исправления этого положения иногда ставят две уменъшенные сегментные шпонки в ряд (рис. !5, г), но при обязательном условии, что оба паза фрезеруют с одного установа и по толщине обе шпонки прошлифовывают в паре. В целом такое соединение оказывается более прочным, но занимающим больше месте но длине. К недостатку шпоночных соединений с одной шпонкой в поперечном сечении относится нарушение круговой симметрии, а значит и строгости центрирования насаженной детали, что может быть причиной дополнительного биения.
Смещение центра массы с геометрической оси вала приводит к дисбалансу вращения и возбуждению колебаний. Поэтому часто ради симметрии ставит две одинаковые шпанки через 180' (рис. 15, д). Но поскольку погрешности изготовления не дают ровного прилегания обеих шпонок к пазам в насаживаемой детали, то из осторожности считают, что нагрузку несет только одна шпонка из двух На рис. 15, е, ж показано применение цилиндрических штифтов по ГОСТ 3128-70 в качестве',цилиндрических шпонок при установке деталей на концы валов. При этом для возможности совместного засверливания и развертывания плоскости торцов детали и вала должны совпадать, а материалы должны иметь примерно одинаковую твердость для исключения увода сверла в сторону.
По этой же причине не следует применять излишне длинные штифты. После сверления производят соМ7 вместное развертывание отверстий под посадку с натягом — или тб Ю8 †. Длина свсрления должна быть больше длины штифта, в противном И8' случае для выхода воздуха при установке штифта в последнем делают отверстие. Совместная обработка отверстий дает возможность поставить до четырех штифтов по окруэшоФМ (И штифта = 0,151 вала) при равномерном распределении усилий между ними. В итоге получается многошпоночное соединение, сравнимое по прочности с зубчатъй, без какого-либо смещения втулки относительно вала при динамических и реверсивных нагрузхах.
Однако' соединение получается неразборным. Если на деталь действует осевая сала, то для фиксации детали на валу з» с- ях .с,=со Ряс. 17. Соединения с натягом Ряс. 1б. Штифтовые соединения применяют установочные винты (рис. 15, ж), отверстия для которых также выполняют в сборе втулки и вала. Наряду со ппюночными применяют соединения радиальными штифтами, цилиндрическими по ГОСТ 3128-70 (рис. 16, а) и коническими по ГОСТ 3129-70 (рнс. 16, б). Отверстия под штифты (б отверстия 0,2!х( вала) сверлят и развертывают во втулке и в валу совместно, скрепляя их при этом установочным винтом, для чего во втулке выполняют технологическое резьбовое отверстие (рнс. 16, в). Штифты ставят в отверстия с натягом: цилиндрические штифты с геометрическим натягом по поК7 Ж7 садке — или —, а конические — с силовым натягом. Конические шб тб' штифты допусхают многократную сборку и разборку.
Для гарантии от невыпадения цилиндрического штифта при вибрациях или в условиях смены температурных режимов выходы отверстия закернивают в нескольких точках (рис. 16,в) или расклепывают концы стандартных заклепочных штифтов по ГОСТ 10774-60 (рис. 16, г). От невыпадения коннчесхих штифтов их подпирают пружинным кольцом (16, д), разводят нх концы (16,е) или затягивают гайкой (16, ж): Сверление под радиальный штифт уменьшает момент сопротивления сечения вала изгибу и кручению цримерно на 257,' и вызывает концентрацию напрюкений примерно в два раза.
Размеры штифта, работающего на срез н смятие, позволяют передавать незначительный вращающий момент, хотя постановка второго штифта рядом с первым, как показано на рис. 16, в, позволяет удваивать передаваемый момент, не ослабляя вала Поэтому соединения радиальными штифтами находят при- менение в основном при малых моментах, а.также в кинематических механизмах, тем более что исключают люфт и мертвый ход. К недостаткам этих соединений относятся отсутствие взаимозаменяемости вала и детали и необходимость удлинения детали (расстояние а на рис.' 16, а) для обеспечения возможности прохода патрона со сверлом. В результате вал удлиняется, что приводит к увеличению габаритов и массы механизма. В механизмах приборов последнее менее заметно и радиальные штифты там применяются чаще.
Соединения с натягом (рнс. 17) передают вращающий .момент за счет сил трения между сопрягаемыми поверхностями. Необходимое нормальное давление создается силами их упругих деформаций. ПрименяН7 Н1 ются посадки с гарантированным натягом — и †. Сборка осущестгб гб влястся запрессовкой или с использованием температурного деформирования (нагревания втулки нли охлаждения вала). Последний способ предпочтительнее, так как прн запрессовке сглаживаются неровности и уменьшается натяг. Соединения с натягом привлекают своей конструхтивной и технологической простотой и п(юйством фиксации насаживаемой детали (в радиальном, окружном и осевом направлениях). Однако в своем простейшем виде (рис.
17, а) оии,дают высокую концентрацию напряжений а теле, вала в плоскостях торцов детали. Поэтому необходимо выполнять на торцах разгрузочные выточки (рнс. 17, б) нли приподнимать посадочную поверхность валаМ-плавнымя галтельными переходами и небольшим напуском втулки над галтелями (рис. 17, в). И все равно очень трудно' обеспечить необходимую величину натяга по всей поверхности =тыка вследствие погрешнпдгей изготовления; влияния'недостаточной н часто переменной по длине контакта жесткости и т.д. Поэтому, как н все оснбванное на трении, соединения с натягом требуют осторожности в применении и тщательного учета всех факторов. Разновидностью соединений с натягом являются клеммовые соединения, в которых дав- ление на поверхностюс создается затяжкой винтов. Достоинством их яв- ляется простота сборки и разборки, возможность изменения полохсения детали относительно вала в осевом и окружном направлениях.
зрбвв звальвснтммс зрбвд лршсобочнмс 9 шлонкн цнлнндрачссках шлонкв сстмсмтнвя З аркан кроФнлзното сосдмнсння 2 шта$тв цллнндрмчсскнх Рве. 18. Сравнительные размеры соединений "вал — втулка Конструктору полезно рассмотренные ввппе соединения «вал-втулкаа увидеть сопоставленными при одинаковой величине передаваемого вращающего момента (рис.
18). При этом, прочность самого вала не учитывалась. 7. (УТКЛОНЕНИЯ ФОРМЫ И РАСПОЛО2ЕЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ При изготовлении валов и осей могут возникнуть погрешности не только разыеров, но и геометрической формы, а тахже взаимного расположения. поверхностей. Когда эти погрешности нарушают условия нормальной работы из22елия, нх величины необходимо огрдничнвать предельными отклонениями. Если предельные отклонения формы и расположения поверхностей допустимы в пределах всего поля допуска на размер, на чертеже детали их не оговаривают. Во всех других случюпс онн должны быть указаны на чертеже одним из двух способов: условными обозначениями или текстом в технических требованиях, причем первый способ предпочтительнее. Величину допуска указывают в миллиметрах с точностью до микрометров.
На рнс. 19 на примере чертежей гипотетических валов приведена схема расположения условных обозначений технических требований, которые следует предъявлять к деталям типа валов. Рабочей осью валов является общая ось цапф валов (поверхностей подшипников), поэтому измерительной базой при контроле поверхностей является ось, обозначенная на рис. 19 через ВГ. Нихсе в соответствии с позициями, указанными на рис. 19, приведены требования точности к форме н расположению поверхностей и обоснование допусков.
Позиция 1. Цилиндричность посадочных поверхностей для зубчатых колес, полумуфт, шкивов, звездочек. Назначение технического требования — ограничение концентрации контактных давлений по посадочной поверхности при посадках с натягом илн перйходных посадках. Допуски цилиндричности принимают примерно равными 0,3 допуска размера посадочного. диаметра с( (стандартные значения допусков для рбзмеров от 1 до 500 мм при квалитетах 3...12 приведены в табл. 8).
Позиция 2; Соосность посцдочных позя1рхностей для зубчнпях колес. Назначение технического требования — ограничение радиального биения зубчатого венца, от которого зависят порыв кинематической точности и норма контакта зубчатой передачи, определяющие степень точности зубчатого зацепления. Допуск соосности принимюот в диаметральном выражении равным допуску размера посадочного диаметра колеса по табл. 8 в соответствии с квалитетом, определенным по табл.
9 в зависимости от принятой степени точности зубчатого зацепления. Позиция 3. Соосность посадочных поверхностей для полумуфт, шкивов, звездочек. Назначение технического требования — ограничение возможности дисбаланса вала н деталей, посаженных на вал. Допускаемый дисбаланс для вращающихся деталей устанавливает ГОСТ 22061-7б.
При частоте вращения и < 1000 об/мнн остаточный дисбаланс после токарной или шлифовальной обработки не превышает допускаемого стандартом. При большей частоте вращения устранению излишнего днсбалардса способствует повышение соосности поверхностей деталей, причем быстровращающнеся детали (при н > 3000 об/мин) должны дополнительно про- 35 о ЪГЪ о о ЪО г ъ г 37 Рис. 1Ф. Схема отклонений форм и расположения понерхностей йй В оо о сч оъ о сч С'Ъ ЪЕЪ ио ЪГЪ С'4 оо гъ о гъЪс ъ оо чу Ое Е о ЪГЪ с оо м.ъ о г1ъг оо гч ъ ('4 еч оо е4 Ое оо ЪО г4 ъе ю Оъ г'3 оо еч 4ъ о ъгъ ЧЪ д е й о МЪ еч о Р 94'Ъ г'ъ ходить балансировку. Допуск соосности в мм при а > 1000 об/мин прн- 48 нимают в диаметральном выражении равным —. п ' Таблица 9 Квавнтеты для разных степеней точности зубчатых зацеплений Позиция А.
Перпендикулярносгь торца заплечика вала для базирования узкого зубчатого колеса. При посадочной поверхности зубчатого колеса относительно боль- 1 шой длины ( — > 0,8), как в случае вала 1 на рис. 19, точность базиро-' вания колеса полностью определяется допуском соосности посадочной поверхности относительно общей осн (поз. 2 на рис. 19), при котором обеспечивается и норма кинематической точности и норма контакта зубчатой передачи. В этом случае требования точности к 'торцу заплечика не предъявляют.
При короткой посадочной поверхности ( — < 0,8), как в случае вала 2 на рис. 19, норма кннематической точности.обеспечивается только величиной квалитетов посадки колеса на вал.(при этом предпочтительна посадка с натягом), а норма контакта, апре)1еляемая погрешностью направления зуба, может быть обеспечена ограничением отклонения от перпендикулярности торца заплечика к общей оси. Допусх перпендикулярности принимают равным допуску размера диаметра заплечика б,а по табл. 8 в соответствии с квалитетом, определенным по табл. 9 в зависимости от принятия степени точности зацепления. При этом желательно силовое прижатие торца зубчатого колеса к торцу заплечика, например, гайкой как у вала 2.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
