П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов-Конструирование узлов и деталей машин (947314), страница 14
Текст из файла (страница 14)
Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении. При передаче вращающего момента его характеризуют значительные местные деформации вала и ступицы, что приводит к неравномерному распределению давления на поверхности контмгга посадочных поверхностей вала и ступицы, а также на рабочих гранях шпонкн и яшоночных пазов, что, в свою очередь, снижает усталосгную прочность вала. Поэтому применение ивноначных соединений должна быть ограничена. Его следует применять лишь в том случае, когда для заданного момента не удается подобрать посадку с натягом из-за недостаточной прочности материала колеса. а) При передаче вращающего момента шпоночнмм соединением применение посщ1ок колеса на ввв с зазором недопустимо, а посадок переходных нежелательно.
Если в соединении имеется зазор, тс при вращении вала происходит обкатывание +- — — +- со скольжением поверхностей вала н отверстия ксвеса, которое приводит к их изнашиванию. б) Позтому при передаче момента шпанкой на посадочных поверхносятх вала и отверстия колеса следует создавать натиг, гарантирующий нераскрытяе стыка. Рис. бл При передаче момента шпоночным 7Р/злт.КУГВа)/Уй-дт.ПаГОВ.Ги соединением посадки можно принимать по следующим рекомецлациям (посадки с большим натягом — для колес реверсивных передач): Н7/р6 /Я7/76) Л7/зб (Л7/зб) Я7/зб (Н7/В) Л7/Лб (Я7/еб) Для колес то ие Пилиндрическях прямозубых пнлиплрических косозубых и червячных.... конических . коробок передач................
Для корпусов, не нмекяцих плоскости разъема по осям валов (например, корпуса коробок передач), выбор посадок колес обусловлен технологией сборки. Сборку производят внутри корпуса в стесненных условиях. Поэтому для колес коробок передач применяют переход«з ные посадки. При установке зубчатых колес на валы с натягом очень трудно бывает совместить шпоночный паз колеса со е шпонкой вала. Для облегчения сборки рекомендуют предусматривать направо д~7ь ' ' ляющий цилиндрический участок вала с полем допуска с/11 (рис.
б.2, а). Иногв бь да вместо направления по цилинд! рической поверхности концевой ' участок вала делают на конус. Рнс. 62 С атой же целью там, где зто возможно, выпускают шпонку за пределы детали (рис. б.2, 6). При таком исполнении сохраняется длина посадочного участка вала. Позтому вариант по рнс. б.2, б предпочтительнее, хотя и сложнее в изготовлении, так как на сопряженной детали необходимо выполнять паз для выступающего конца шпонки. В каждом нз двух рассмотренных вариантов вначале путем свободного поворота колеса относительно вала совмещают шпоночный паз колеса со шпонкой, а затем напрессовывают колесо на вал. Посадочные поверхности под зубчатые и червячные колеса чаще всего шлифуют. Позгому перед упорными заплечнками желательно на валу выполнять канавку для выхода шлифовального круга. Форма и размеры канавок приведены в 10.1.
Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 233бΠ— 78 для призматических н ГОСТ 2407! — 80 для сегментньух шпонок Ширину призматической и толщину сегментной шпонок выполняют по /79. Рекомендуют принимать следующие поля допусков размеров: Ширина шпоночното паза вала для призматической шпонкн . РУ Ширияа шпоначного паза вала для сегментной шленки..... НУ Ширина шпоночното паза отверстия при неподвюкном соелинении нереверснвиой передачи.... /Л при иеподвикном соединении реверсивной передачи...... РР при подвшкном соединении шш прюматической шпоики... ИС Шлицевые соединения применяют для неподвижного соединения с валом, подвижного без нагрузки и подвижного под нагрузкой.
Наиболее распространены соединения прямобочлыми иглицами по ГОСТ 1139 — 80 (табл. 24.31) с 76 чют.Кугватггй-дт.пагод.ги Рис, бл Рис. 6Л центрированием по наружному диаметру 2т (рис. б,3, а) или с центрированием по внутреннему диаметру Н (рис. б.3, 6). Стандарт предусматривает шлицевые соединения трех серий: легкой, средней н тяжелой. Для одного н тога же диаметра тт'с переходом от легкой к средней и тяжелой сериям возрастает диаметр 2т и увеличивается число зубьев, поэтому соединения средней и тяжелой серий отличает повышенная нагрузочная способна ать.
Все более широкое применение находят эвольвентные шлицевые соединения по ГОСТ б033 — 40 (табл. 24.32), которые технологичны и облапалтт более высокой нзгуузочной способностью. Центрирование в соединениях с эвольвентным профилем выполняют, как правило, по боковым поверхностям зубьев (рис. б.4, а), реже по наружному диаметру 2т (рнс. б.4„6). За номинальный диаметр соединения принимают его наружный диаметр В, в зависнмоспт от которого и нюначают размеры шлнцевога соединения. Отказы шлицевых соединений обусловлены повреждением рабочих поверхностей: изнашиванием, смятнем, заеданием.
Для обеспечения необходимой работсспасобности выполняют проверочный расчет [7, 8, 12). Шляцевые соединения являются основным видом соединений подвижных вдоль вала, а также неподвижных зубчатых колес коробок передач. тз чют.Кугва3нй-дт.пагод.ги Посадки элементов шлнцевых соединений регламентированы стандартами. В курсовом проекте следует применять посадки прямобочных шлнцев по табл. бЛ н эвольвентных по табл.
б.2. Таблида 61 Табли да 62 Пример 1. Обозначение прямобочиото соединения с центрированием по наружному диаметру, числом зубьев х = 8, внутренним диаметром о' = 62 мм, наружным Н = 68 мм, шириной Ь = 12 мм, посадками по наружному диаметру Н7/73 6 и по размеру Ь вЂ” В9//тт:  — 8 х 62 х 68нт//Фх12дуф7 ГОСТ 1139 — 80. Обозначение в этом соединении: отв рс в ту це — Н вЂ” Ьх бух 68/пх12О9 ГОСТ П39 — 80т вала —  — 8х62х68/ьбх1ЦН ГОСГ 1139 — 80.
Првмер 2. Обозначение прямобочиото соединения с центрированием по внутреннему диаметру, числом зубьев т = 8, внуьреииим диамЕтроМ и = 62 мм, наружным В = 68 мм, шириной Ь = 12 мм, посадками по внутреннему диаметру ну//7 и по размеру 1 в/78. о' — 8 х 62Н7//7 х 68 х 72В9/78 1 ОС1' 1139 — 80. Обозначение в этом соединении: отвеРстия в ступвДе — и — 8 х 62нт х 68 х 12В9 ГОСТ 1139 — 80, вала — и — 4х62/тьб8х127е ГОСТ 1139 — 80.
Првмер 3. Обозначение звольвеитното соединения номинэльното размера В= 60 мм, и 2 мм с, дентрнрованием по боковым сторонам зубьев при посадке 9Н/ЭЛ 60 х 2 х 9Н/98 ГОСГ 6033 — 80 Обозначение в этом соединении: отверстия в ступице — 60 х 2 х 9Н ГОСТ 6033 — 80, вала — 60 х 2 х 98 ГОСГ 6033 — 80. Првмер 4. Обозначение звольвентното соединения иоминэльното размора В = 60 мм, и = 2 мм с цен7рировзнием по наружному диаметру и посадкой по диаметру центрирования Я7/86: 80 чют.Кугвазууй-дт.пагогу.ги 60 к Нгухбл 2 Гост 60ЗЗ вЂ” 80. Оеазиачвиив в этом саапиивиии: азвсвстиа в сзтпипв — 60 — Н7лг ГОСТ 6033 — 80, вала — 60лвбл2 ГОСТ 6033 — 80.
Соединения с натягом в последнее время все чаще применяют для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределениые по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рис. 6.5. Действующие со стороны колеса на ввл окружная и радиальная силы вызывают перераспределение напряжений. В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения Рис,. 6.5 ввл — ступица нагружены, кроме того, изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызывает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал — ступица могут оказатьсл равными нулю.
Тогда произойдет так называемое раскрытие стыка, что недопустимо. Посадка с натягом должна быль выбрана из условия нераскрытия стыка, Валы вращаются относительно действующих на них нагрузок. Поэтому в зюбой точке поверхности контакта за каждый оборот вала напряжения циклически изменяются в некоторых пределах. Циклическое изменение напряжений приводит к явлению усталости поверхностных слоев материала деталей, к мвкроскольжению посадочных поверхностей и, как следствие, к их илзашиванию, к твх называемой контактной коррозии. Натяг в соединении в этом случае прогрессивно уменьшается и наступает момент, когда колесо провернется относительно вала. Для предотвращения контактной коррозии или двя уменыценил ее влияния в соединениях с натягом следует предусматривать определенный запас сцепления Х, который принимают: — Шш калаа выходных валов равуктарав, иа каицвк которых установлены: муфта сазпииизальиая ..
зввзвачка цепной передачи........... шкив рамвииай передачи.................. — Лхя колес прамшкугачиых валав радуктарав...... Х=З Х= 3,5 Х=4 Х 4,5 Подбор посадим с натягом. Исходные данные: 2' — вращающий момевтна колесе, Н " м; Ф вЂ” диаметр соединения, мм; пзз — диаметр отверстия пустотелого вала, мм; ззг — условный наружный диаметр втулки (ступицы колеса, внешний диаметр бандажа и др.), мм; / — длина сопряжения, мм; материалы соединяемых деталей и шероховатость поверхностей Подбор посадок производят в следующем порядке. 1. Средлее контактное давление (МПа) р э (ОзУУ~(и,з га) уда К вЂ” коэффициент запаса сцепления.
Осевую силу сш действующузо в зацеплении, в расчет не принимают: как пакиьзвает анализ, после приведения сил гз и и", к диаметру зз соединения, влияние асевсй силы оказывается незначительным (с учетом силы г", давление увеличива- 81 чют.Кугва(ууй-дт.пагод.ги ется для цилиндрических и червячных колес в 1,005 раза, а для конических колес с круговым зубом в 1,02 раза). / — коэффициент трения: Матерков вари /врн сборке вреееоааннем нагревом о,оа 0„14 О,оа 0,14 0,05 0,07 0,05 0,07 сталь — чугун сталь — сталь сталь — бронза (латунь) чугун — бронза (латунь) 2 ДеФормация деталей (мкм): б = 10'рд(С,/Г, + С,~Я,), где Сг, Сз — коэффициенты жесткости: (гу()пдп Лб 1 и 1 бе (6.1) 6. огаксимальный натяг (мкм), допускаемый прочностью охватывающей детали (ступицы, венца н др.), Р) <(61 +и.
Здесь (6),к = (р1 б/р, мкм — максимальная деформация, допускаемая прочностью охватьщающей детали, где (р1 = 0,5о,з(1 — (д/дз)11, МПа — максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали (отз — предел текучести материала охватьвающей детали, МПа). 7. Выбор посадки. По значениям (гу) ге и (гт) выбирают из табл. 6,3 одну из посадок, удовлетворяющих условиям (6.1) и (6.2). кз ст =11+ (4/41/И - (т)1/41 — (зг' сг = (1 + (д/ И/(1 - (с/41 + (зз. Š— модуль упругости, МПа: длн стали — 2,1 ° 10', чугуна — 0,9 105 оловянной бронзы — 0,8 ' 105, безоловянной бронзы и латуни — 105; (з — коэффициент Пуассона: для стали — 0,3, чугуна — 0,25, бронзы, латуни — 0,35.
3, Поправка на обиятие микронеро властей (мкм) и = 5,5(Яаг -ь Яаз), где Яаг и Яаг — средние арифметические отклонения профиля поверхностей. Значения Яа, мкм берут из чертежей деталей или по табл. 22.2. 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 н вента колеса, ослабляющие натяг, б, = 1О'д((уз - 20')сгз -(11 - 20')о(1.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
