Дунаев, Леликов_Конструирование узлов и деталей машин_ 2004 (968760), страница 32
Текст из файла (страница 32)
10.1, размеры в мм). Основное применение имеют проточки типа 1. 10.2. КОНСТРУКЦИИ ВАЛОВ Входные (быстроходные) валы имеют концевые участки, участки для установки подшипников и участки, на которых нарезают зубья шестерен цилиндрических илн конических зубчатых передач (конструкции валов-червяков см.
5.7). Конструирование концевых участков и определение диаметров валов в местах установки подшипников рассмотрено в 10.1. На входном валу цилиндрической передачи зубья шестерен нарезают на среднем участке. Диаметр его определен чаще всего размером ввп, значение которого находят из условия надежного контакта торцов заплечика и внутреннего кольца подшипника (см. рис. 3.1). Конструкция вала на среднем участке зависит от передаточного числа и значения межосевого расстояния передачи. При небольших передаточных числах и относительно большом межосевом расстоянии диаметр ф1 окружности впадин шестерни больше диаметра свп вала (рис.
10.6, а). При больших передаточных числах и малом межосевом расстоянии $~, < ввп, тогда конструкцию вала выполняют по одному из вариантов рис. 10.6, б — д, предусматри- 180 Рис. 10.6 90 70 181 вая участки для выхода фрезы, нарезающей зубья. Диаметр Рф фрезы принимают в зависимости от модуля т т,мм....,..............,............,......,...2...2,25 2,5...2,75 3...3,75 4...4,5 5...5,5 6...7 Ре, мм, при степени точности: 7 ..............................................
1 1 2 125 140 1 60 8 ... 10 .................................... 90 1 00 1 12 1 25 Рис. 10.7 Рис. 10.8 Длину 1,и„определяют графически. Если наружный диаметр йм шестерни оказывается меньше диаметра авп, то обтачивают или весь вал в средней части по наружному диаметру шестерни (рис. 10.6, г), или между нарезанной частью и торцом вала выполняют конические переходные участки (рис.
10.6, д). Последний вариант несколько сложнее в изготовлении, но жесткость вала получается выше в сравнении с вариантом по рис. 10.6, г. Участок выхода фрезы можно распространять на торец вала, по которому базируют подшипник качения (рис. 10.6, б, г, д).
Конструкцию входного вала конической передачи чаще всего выполняют по рис. 10.7, располагая шестерню консольно относительно подшипниковых опор. Регулирование подшипников проводят перемещением по валу правого по рис. 10.7 подшипника с помощью круглой шлицевой гайки 1. После регулирования гайку стопорят многолапчатой шайбой 2. Для выхода инструмента при нарезании резьбы на валу предусматривают проточки (см. табл. 10.1).
Проточки типа П характеризует меньшая концентрация напряжений, их применяют при малой усталостной прочности вала. На валу выполняют паз под язычок стопорной шайбы (см. табл. 24.24). Другие конструкции входных валов конических передач представлены на рис. 12.5 — 12.8. Промежуточные валы не имеют концевых участков. На рис. 10.8 показан промежуточный вал двухступенчатого цилиндрического редуктора.
На самом валу 182 нарезаны зубья шестерни тихоходной ступени. Рядом расположено колесо быстроходной ступени. Диаметры двп и Ивк определяют по рекомендациям гл. 3. В зависимости от размеров шестерни конструкцию выполняют или по рис. 10.8, а (ф > Ивк), или по рис. 10.8, б (ф~ < Нвк). Допустимо участок выхода фрезы распространять на торцы вала, контактирующие с колесом или внутренним кольцом подшипника (рис.
10.8, б). Между подшипником и колесом на том же диаметре, что и подшипник, располагают дистанционные кольца. Диаметральные размеры кольца определяют нз условия контакта его торцов с колесом и с внутренним кольцом подшипника. Поэтому кольцо имеет чаще всего Г-образное сечение. Выходные (тнхоходные) валы имеют концевой участок (см. 10.1).
В средней части вала между подшипниковыми опорами размещают зубчатое колесо. Наиболее простая конструкция вала показана на рис. 10.9. В сопряжении колеса с валом использована посадка с большим натягом. Подшипники установлены до упора в заплечики вала. Иногда между подшипниками и колесом располагают втулки (рис. 10.10). 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. Валы следует конструировать гладкими, с минимальным числом уступов (рис. 10.9, 10.10).
В этом случае достигают существенного сокращения расхода Рнс. 10,9 Рис. 10.10 183 Рис. 10.11 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. 10.11). Для повышения технологичности 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 вьтолняют одной ширины, выбранной по меньшему диаметру вала (см. рис. 10.11). Для уменьшения номенклатуры шлицевых фрез, сокращения времени на их перестановку размеры шлицев на разных участках вала принимают по возможности одинаковыми. После определения диаметров и длин участков вала, а также его конструктивных элементов производят расчет вала на сопротивление усталости (см.
10.3). Известно, что шпоночные пазы, резьбы под установочные гайки, отверстия под установочные винты, а также канавки и резкие изменения сечений вала вызывают концентрацию напряжений, уменьшающую его усталостную прочность. Рис. 10.12 10.3. РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колеса, 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 снл во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу. Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали (табл. 10.2). Для большинства валов применяют термически обрабатываемые среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х; для высоконапряженных валов ответственных машин — легированные стали 40ХН, 20Х, 12ХНЗА. Выполняют расчеты валов на статическую прочность и на сопротивление усталости. Расчет проводят в такой последовательности: по чертежу сборочной Таблица 102 Диаметр заготовки, мм Твердость НВ (не менее) истики, МПа Механические характер Коаффициент ф, Марка стали о, т, о, Любой < 120 < 80 < 200 < 120 < 200 < 120 < 120 < 60 280 540 650 640 750 750 400 700 950 150 290 390 380 450 450 240 490 660 220 360 410 370 410 420 310 430 500 130 200 230 210 240 230 170 240 280 0,06 0,09 0,10 0,09 0,10 0,10 0,07 0,10 0,12 520 780 900 790 900 920 650 950 1150 Ст5 45 190 240 270 240 270 270 197 260 330 40Х 40ХН 20Х 12ХНЗА 18ХГГ Поэтому, если вал имеет небольшой запас по сопротивлению усталости, следует избегать использования элементов, вызывающих концентрацию напряжений.
В местах пониженной усталостной прочности нежелательно выполнение канавок для выхода инструмента (шлифовального камня, плашки и др.). Вместо канавок сопряжение соседних участков вала следует оформлять в виде галтели (рис. 10.12, а), как можно более плавным. Где возможно, следует увеличить радиус галтели. В особых случаях галтели выполняют эллиптическими с размерами Ь = (0,4... 0,45)г( и а = 0,4Ь (рис. 10.12, б) или двумя радиусами. Заметно снижают концентрацию напряжений галтели с поднутрением (рис.
10.12, в). Разгружающие канавки на валу (рис. 10.12, г) и в сопряженной детали (рис. 10.12, д) уменьшают концентрацию напряжений на поверхности вала от посадки деталей с натягом. Шпоночный паз, получаемый дисковой фрезой (рис. 10.12, е), вызывает меньшую концентрацию напряжений, чем обработанный концевой фрезой. Эвольвентные шлицы вызывают меньшую концентрацию напряжений по сравнению с прямобочными. Шлицевое соединение меньше снижает сопротивление усталости вала, чем шпоночное. о=10гм /И/+Е /А; т =10~ М /Иl, (10.1) .д и. =к„],/м3+м„'.~м,] —.у р ~ ю6.
ш й,, н.; М„= Т = К„Т вЂ” крутящий момент, Н м; Р = К„Р, — осевая сила, Н; И'ий'„— моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, ммз; А — площадь поперечного сечения, ммг. Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести о, и т, материала см. табл. 10.2): Ято = ат/а, 'Ятт = тт/т. (10.2) Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений (10.3) Статическую прочность считают обеспеченной, если Я, > ]Я,], где [Я,] = = 1,3...
2 — минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и послед- 186 единицы вала составляют расчетную схему, на которую наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной Х и вертикальной У). Затем определяют реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этих же плоскостях строят эпюры изгибающих моментов М, и М,„отдельно эпюру крутящего момента М„, эпюру изгибающего момента М„,„от консольной силы Р„, эпюру осевой силы Г,. Предположительно 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).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
