Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин

Подождите немного. Документ загружается.

Продолжение

табл.

10.9

Номинальный

диаметр

</,

i 50

1 ^^

5,0

5,5

6,0

7,0

7,5

9,0

3,3

3,8

4,3

4,4

4,9

5,4

М24Х2

М30Х2

М36Х2

М42ХЗ

М48ХЗ

М56Х4

М64Х4

М12

М16

М20

М24

мзо

14,0

21,0

23,5

26,0

16,3

23,5

26,5

26,5 '

29,3

35,9

Если осевая фиксация деталей, установленных на 1-ю ступень,

осуществляется шестигранной или круглой гайкой с многолапчатой

шайбой (см. рис. А2, А9), то для выхода инструмента при нареза-

нии резьбы выполняют канавки (табл. 10.10). Канавки делают так-

же под язычок стопорной многолапчатой шайбы (табл. 10.11). Для

облегчения монтажа насаживаемых деталей на торце 1-й ступени

выполняют фаску с.

Таблица 10.10. Канавка для выхода резьбонарезного инструмента

-^^'

-1-е?

м^

V>.

Г1

Размеры

канавки

"-1

0,5

^р-1.5

1,25

^р-1,8

Шаг резьбы

1,5

1,75

0,5

^р-2,2

^р-2,5

1,5

^р-3

Вторая ступень. Диаметр ступени

принимается равным ди-

аметру d внутреннего кольца подшипника, окончательно выбран-

ного в задаче 9 (см. табл. 9.7). Длина ступени

зависит от осевых

размеров: деталей, входящих в комплект подшипникового узла,

расположенного со стороны выходного конца вала (см. 10.4, пп.

3...7); величины z

(0,6...0,8)х (х

—

см, 7.5, п. 4); распорных втулок

или колец (см, 10.2, п, 4), посаженных на 2-ю ступень (рис, 10,4,

б, д, е; рис, 10,5, б, д, е; рис. 10.6, б, д, е).

190

Таблица

10.11.

Кашинш под язычок стопорной шайбы

Резьба d

M20xl,5

M22xl,5

M24xl,5

M27xl,5

M30xl,5

M33xl,5

M36xl,5

M39xl,5

M42xl,5

M45xl,5

M48xl,5

M52xl,5

M56x2,0

M60x2,0

3,5

4,0

5,0

6,0

1,0

1,5

16,5

18,5

20,5

23,5

26,5

29,5

32,5

35,5

38,5

41,5

44,5

48,0

52,0

56,0

Для быстроходного вала конргческого редуктора диаметр

опре-

деляется по эскизной компоновке (см. рис. 7.3), а длина /^ рассчи-

тывается по осевым размерам крышки подшипникового узла и уп-

лотнения (см. рис. 10.5, д).

любом случае длина ступени

должна бьггь достаточной, чтобы

обеспечить упор в ее торец элемента открытой передачи или муфты.

Третья ступень (рис. 10.4, б, д, е\ рис. 10.5, б, д, е; рис.

10.6,

б, д, е).

а) Для тихоходных валов (см. рис. 10.13).

Диаметр ступени

d^=d^-^3,2r,

где г—координата фаски внутрен-

него кольца подшипника (см. табл. К27...К30). Длина ступени /^

может быть выполнена больше длины ступицы колеса /.^, и тогда

распорная втулка

между

торцом внутреннего кольца подшипника

тор-

цом ступицы колеса ставится на 3-ю ступень (см. рис. А10; 10.13, б).

191

При этом следует предусмотреть зазор С

между

торцами 3-й ступени

и внутреннего кольца подшипника. Если

выполняется меньше

/^, то распорная втулка ставится на 4-ю ступень (см. рис.

10.13,

а,

в) или на 2-ю и 4-ю ступени (см. рис.

10.13,

г) с зазором С между

буртиком ступени и торцом втулки.

=1.,.2 мм.

Шпоночный паз на 3-й ступени располагают со стороны паза 1-й

ступени. Ширину^ шпоночного паза b для удобства обработки сле-

дует принять одинаковой для 1-й и 3-й ступеней исходя из меньше-

го

диаметра.

б) Для вала-шестерни цилиндрической и червячного вала (см.

рис.

10.10; 10.12).

Цилиндрическая шестерня и нарезная часть червячного вала на-

ходятся на 3-й ступени. На чертежах таких валов изображают выход

резьбы (см. рис. 10.10,

б—г\

10.12, в). Величина выхода

зависит

от модуля зацепления

и внешнего диаметра фрезы

(табл.

10.12)

и определяется графически.

Таблица 10.12. Внешний диаметр фрезы, мм

Модуль зацепления т

Л.

Степень

точнос-

ти

8...10

2...2,25

2,5...2,75

100

З...3,75

112

4...4,5

125

100

5...5,5

140

112

6...7

160

^125

Диаметр 3-й ступени определяется в зависимости

от

диаметра 2-й

ступени и координаты фаски вттутреннего кольца подшипника г

(см.

табл. К27...К30):

d^=

d^-^3,2r,

и должен обеспечить свободный

выход фрезы. Длина ступени

определяется при конструировании

всего узла быстроходного вала в целом (см. рис.

10.4...

10.6).

Конструкция 3-й ступени вала-шестерни цилиндрической и чер-

вячного вала зависит от передаточного числа редуктора

и межосе-

вого расстояния

а^.

При небольшом и и относительно большом а^

получается ^з^^/i (см. рис.

10.10,

а;

10.12,

а);

при большом и и отно-

сительно малом

а^

будет

dp^d^^,

и тогда конструкцию 3-й ступени

выполняют по одному из вариантов на рис. 10.10, б, в; 10.12, в,

предусматривающих участки выхода фрезы. В случае, если наруж-

ный диаметр шестерни (червяка)

d^^

окажется меньше d^ третью

ступень обтачивают под диаметр

d^^

Участок выхода фрезы допус-

кается распространить и на образовавшуюся при этом упорную сту-

пень (буртик) для подшипника (см. рис. 10.10, г; 10.12, в),

в) Для вала-шестерни конической.

Диаметр 3-й ступени (буртика)

df=

d^-^3,2r

(г—см.

п. а), а шири-

на

* ^te

Д^ина

ступени

определяется фафически (см. рис. 7.1,

7.4, в). При больших передаточных числах

{и

>3,15) шестерня полу-

чается малых размеров, и тогда

d^^^.

В этих случаях не удается

192

создать упорный буртик и его конструируют аналогртчно рис.

10.11,

бу

в. Возможен вариант исполнения 3-й ступени с диаметром

d^.

При этом получается гладкий вал с минимальным числом уступов,

(см.

рис. А17, 10.5).

Четвертая ступень. Диаметр 4-й ступени

равен диаметру

2-й ступени под подшипник, а ее длина

зависит от осевых разме-

ров деталей, входящих в комплект подшипникового узла, располо-

женного со стороны глухой крышки (см. 10.4, 10.5, п. 3, табл.

10,22;

рис. 10.4, б, д\ 10.5, б, д; 10.6, б, д).

Для быстроходного вала конического редуктора (см. рис. 10.11)

на 4-й ступени устанавливают оба подшипника и ее диаметр

ра-

вен диаметру d внутреннего кольца подшипника. Длина ступени /^

определяется геометрргчески на чертеже общего вида редуктора (см.

рис.

7.4, в) и уточняется при конструировании вала на чертеже

общего вида привода (см. рис. 10.5, б).

5. Пятая ступень. Для тихоходных валов (рис.

10.13,

а, в\ рис.

10.4,

б, е; 10.5, б, е\ 10.6, б, е); эта ступень предотвращает осевое

смещение колеса (см. рис. А1...А4). Диаметр ступени

d^=d^+3f,

где /— фаска ступицы колеса (см. табл. (10.6); длина ступени /5

определяется графически на конструктивной компоновке. В чер-

вячных и цилиндрических редукторах в ряде случаев вместо 5-й

ступени тихоходного вала устанавливают распорную втулку на 2-й,

4-й или 3-й ступени (см. рис. А9, А10, А12) с наружным диамет-

ром

d^,

не превышающим наружный диаметр внутреннего кольца

подшипника (см. рис. 10.36).

Для быстроходного вала конического редуктора на 5-й ступени

устанавливается регулирующая гайка с мелкой метрической резь-

бой. Диаметр ступени

и ее длина

определяются по табл. 7.1 и

уточняются при конструировании вала на чертеже общего вида при-

вода (см. рис. 10.5, б),

10.3.

Выбор соединений

(рис.

10.4, в, е; 10.5, в, е\ 10.6, в, е)

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий

момент (колесами, элементами открытых передач, муфтами), при-

меняют шпонки и посадки с натягом. При курсовом проектирова-

нии кроме выбора шпоночных соединений вала с колесом, муф-

той, элементом открытой передачи

рассчитывают также

соедине-

ние

натягом колеса

с 3-й

ступенью тихоходного

вала.

Шпоночные соединения (см. рис. А1...А18). В индивидуаль-

ном и мелкосерийном производстве используют главным образом

призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с

а^>600 Н/мм^ (чаще всего из стали 45). Длину шпонки выбирают

из стандартного ряда /J^40 (см. табл. 13.15) так, чтобы она была

193

меньше длины ступицы насаживаемой детали на

5...10

мм. Сече-

ние шпонки {b^h) выбирается по величине соответствующего диа-

метра ступени по табл. К42.

Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении. При переда-

че вращаюш[его момента оно характеризуется значительными мест-

ными деформациями вала и ступицы колеса в районе шпоночного

паза, что снижает усталостную прочность вала. Его применяют в

случаях, когда для заданного момента не удается подобрать посадь^

с натягом из-за недостаточной прочности материала колеса или по

технологическим возможностям.

При передаче вращающего момента шпоночным соединением

применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а поса-

док переходных крайне нежелательно, так как происходит обкаты-

вание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, кото-

рое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала

и отверстия колеса следует создавать натяг. При этом рекоменду-

ются посадки:

для цилиндрических прямозубых колес

Н1/р(у

{Н1/гв)\

для цилиндрических косозубых

червячных колес Н1/г6 {Hl/sl)\

для конических колес HI/si

{Hl/t(>),

Посадки с большим натягом (в скобках)—для колес реверсив-

ных передач. Посадки призматических шпонок, применяемых в

проектируемых ред>тсгорах, регламентированы ГОСТ 23360—78, по

которому поле допуска ширины шпонки определено Л9; поле до-

пуска ширины шпоночного паза вала--Р9, N9. а паза ступицы ко-

леса-/^9,

/9 (см. рис.

!3.7...

13.13).

Соедашение с натягом (см. рис.

10.13,

д: 10.16; А8). Эти со-

единения имеют уттрощенную технологию изготовления за счет от-

сутствия шпонки и двух пазов в сопрягаемых деталях; они нечув-

ствительны к реверсивным нагрузкам, хорошо воспринимают ди-

намические нагрузки. Обеспечив. :гот хорошее базирование, исклю-

чают ослабление вала шпоночным пазом. Недостаток этих соеди-

нений—трудоемкость сборки, сложность контроля качества соеди-

нения.

Расчет (подбор) посадки с натягом проводится в следующем

порядке.

а) Определить среднее контактное давление

/7^,

Н/мм^ на поса-

дочной поверхности:

где А^—коэффициент запаса сцепления деталей (в зависимости от

ответственности соединений принимают К

2...4,5). Для валов с

консольной нагрузкой принимают: /Г-

3—на

конце вала установле-

на муфта;

А^=

3,5—звездочка цепной передачи или шестерня;

А'=

4—

194

Рис.

10.16. Соединение

зубчатого

колеса

валом

натягом

ШКИВ

ременной передачи; /—коэффициент трения (табл. 10.13);

и /—соответственно диаметр и длина посадочной поверхности,

мм;

Г—вращающий момент,

Нм (см.

табл.

2.5);

F—осевая сила

в за-

цеплении

Н (см.

табл.

6.1).

Как показал анализ, влияние осевой силы

F на

величину сред-

него контактного давления/?^ незначительно (с учетом осевой силы

давления

для

цилиндрических

червячных колес увеличивается

-1,005 раза,

а для

конических колес

круговыми зубьями

в -1,02

раза).

Тогда среднее контактное давление следует определять

по

фор-

муле

2/rrio^

nd4f

б) Определить коэффициенты

С, и

С^\

с,=

\4d/d,y

\-Wd)'

\-{d/d,Y '^'

где

rf—посадочный

диаметр, мм; ^^—диаметр отверстия охватывае-

мой детали (для сплошного вала

d=Q),

мм;

d^—jmdMQvp

охватываю-

щей детали,

мм

(см. рис. 10.16);

\i^

ILXJ—коэффициенты

Пуассона

охватываемой

охватывающей деталей (табл. 10.14).

в) Определить деформацию деталей

А, мкм:

^^Pd'W

195

где

Е^

E^—uonynw

упругости материалов охватываемой и охваты-

вающей деталей, Н/мм^ (табл. 10.14).

г) Определить поправку на обмятие микронеровностей w, мкм:

где

Ra^

Ra^—c^QjxHWQ

арифметические отклонения профиля мик-

ронеровностей посадочных поверхностей отверстия и

вала.

Они на-

значаются по

табл.

13.13

зависимости от предполагаемых квалите-

тов точности изготовления отверстия и вала.

д) Определить поправку на температурную деформацию

Д^,

мкм.

Температурные деформации следует учитывать при подборе по-

садки зубчатых венцов червячных колес, которые нагреваются при

работе передачи до относительно высоких температур, вследствие

чего ослабляется натяг соединения центра и венца колеса:

= d[{t,+2Q')a,-{t-2Q'^)a^l

где /j и

t^—

температуры деталей соединения в процессе работы, °С;

«J и

«2—

температурные коэффициенты линейного расширения ма-

териала деталей (табл. 10.14).

Т а б л и ц а ЮЛЗ. Коэффициент трения /при посадках с натягом

Материал

Сталь—сталь

Сталь—чугун

Сталь—бронза, латунь

Чугун—бронза, латунь

Сборка прессованием.

при расчетах

сцепления—у^

0,08

0,05

при расчетах силы

запрессовки—/,

0,20

0,14

0,10

0,08

Сборка нагревом—/^

0,14

0,07

Таблица ЮЛ

Коэффициент Пуассона ja, модуль упругости £*, температурный

коэффициент линейного распшрения а

Материал

Сталь

Чугун

Оловянистая бронза

Безоловянистая бронза,

латунь

0,3

0,25

0,35

Е, Н/мм^

2,М0^

0,9-10^

0,8-10^

1,0105

а, 1/°С'

1210-^

1010-^

1910-^

е) Определить минимальный требуемый натяг

[Л"]^^^,

мкм, для

передачи вращающего момента:

[Л^1 >Л+^+А^.

196

ж) Определить максимальное контактное давление, допускае-

мое прочностью охватывающей детали \р]^^, Н/мм^:

где а^2 ~" предел текучести материала охватывающей детали, Н/мм^

(см.

табл. 3.2; 3.5).

з) Определить максимальную деформацию соединения, допус-

каемую прочностьк^ охватывающей детали

[А]^^,

мкм:

max PI

и) Определить максимальный допускаемый натяг соединения,

гарантирующий прочность охватывающей детали [N]^^, мкм:

[N] < [А] +W.

L Jmax

Jmax

к) По значениям [Л]^ и

[N]^^^

из табл. 10.15 выбрать стандарт-

ную посадку, у которой \N]^^> [N]^, а [N]^<

[УУ]^.

л) Определить давление от максимального натяга [N]^^ выбран-

ной посадки р , Н/мм^. л

Рг^= (^тах-«)х •

м) Для выбранной посадки определить силу запрессовки или

температуру нагрева (охлаждения) детали:

срша запрессовки F^, Н:

где^

— коэффициент трения при прессовании (см. табл. 10.13);

температура нагрева охватывающей детали

°С:

N +z«

Для предотвращения структурных изменений в материале темпе-

ратура нагрева /^ должна быть меньше допускаемой:

[/]-230...240'С - для стали; [/]=150...200°С - для бронзы.

Температура охлаждения охватываемой детали / °С:

t =20° ^^^^^,

d-Wa

где z^g

—

дополнительный зазор для облегчения сборки, принима-

ют: d, мм 30...80 80...180 180...400

z^g, мкм 10 15 20

Пример. Подобрать прессовую посадку, обеспечивающую соеди-

нение зубчатого колеса с валом (см. рис. 10.16). Соединение нафу-

жено вращающим моментом Т- 260 Н-м. Диаметр и длина посадоч-

ной поверхности соответственно d - 15 мм, I - ПО мм; условный

наружный диаметр ступицы колеса ^2=115 мм; вал сплошной

—

d= 0.

Материал зубчатого колеса и вала — сталь 45; предел текучести

материала колеса а^2^ 540 Н/мм^ Сборка прессованием; коэффи-

циент запаса сцепления /Г = 3. Коэффициенты трения при расче-

тах: сцепления

—

f= 0,08; запрессовки

—

f^- 0,2.

197

Таблица 10.15. Выбор посадок по значению натягов 7V^. и Л^„,. мкм

•^ ПиЛ Шал

Интервалы

диаметров

свыше.,.до

30...40

40...50

50...65

65...80

80...100

100...120

120...140

140...160

160...180

180...200

200...225

225...250

250...280

280...315

При

ны

по фо

следствие

Вр

ния,

двум

р6

_9.

12.

меча

рмулал

рассе

>амке

лини

Н7

г6

27_

32_

101

115

119

ния

А;

учи

яние

ЩНЫ 1

[ЯМИ г

Н8

29.

101

117

125

133

152

160

170

191

107

203

Зн

тывак:

натяга

тосадк

юдчер

108

j69

116

124

140

148

104

158

117

179

129

191

ачения

ЩИМ J

л,

пре

кнуты

Н7

А4

104

120

Т1_

128

136

155

163

107

173

121

195

133

207

)ассеян

дпочти

реком(

Н7

_64

105

118

138

103

150

115

162

130

184

144

198

160

214

177

239

199

261

ие

раз

1тельно

5ндуем

Н8

119

_70

134

162

106

182

1_26

214

155

243

166

254

185

287

207

309

233

335

258

372

293

407

роятнс

меров

рекол

ые

пос

Н7

108

123

149

119

169

142

193

171

227

182

238

203

269

225

29Г

251

317

278

352

313

387

)СТНЫХ

вала

1ендуе»

адки.

Н8

х8

107

125

154

114

178

140

216

172

248

204

292

236

324

266

354

299

401

334

436

374

476

418

532

468

582

натяго

отвер

4ые

дп

Н8

140

108

164

140

204

178

242

220

296

272

348

320

410

370

460

420

510

469

571

524

626

589

691

653

767

733

847

в поде

стия

прш

Н8

za8

120

175

152

207

191

258

241

306

297

373

362

438

425

514

490

579

555

644

619

721

689

791

769

871

863

977

943

1057

шта-

как

1ене-

198

Определяем среднее контактное давление:

2КТ10'

2-3-260103

^"^ "^^^ ^ 3,14-754100,08

='''''

"/^^ •

Определяем коэффициенты С,

С^:

Так как

О,

то

С = 1—0,3

0,7;

с=

+0,3 =

2,48.

З.Определяем деформацию деталей:

/с СЛ / 0,7 2,48 \

Определяем поправку

на

обмятие микронеровностей. Предва-

рительно предполагаем, что точность, изготовления вала

отвер-

стия будет соответствовать 7-му квалитету; по табл. 13.13 принима-

ем значения Ra^=],6; Ra^=],6,

5,5iRa^+Ra^)

5,5(1,6+1,6)

17,6 мкм.

5. Определяем минимальный требуемый натяг:

l^min

А+«

А^+11,39

17,6+

28,99 мкм.

Для зубчатых передач поправку

на

температурную деформацию

не подсчитывают, принимая А^=

6. Определяем максимальное контактное давление, допускаемое

прочностью охватывающей детали:

W^- 0,5а,[\^{d,/d,y]

0,5

•

540[1-(75/115)^]

115,16 Н/мм1

7. Определяем максимальную деформацию, допускаемую прочнос-

тью охватывающей детали:

А 11 39

8. Определяем максимальный допускаемый натяг, гарантирующий

прочность охватывающей детали:

[УУ]

[А]

+ i/ =

176,2

17,6

193,8 мкм.

I -•тах *- -'max ' ' '

9. По табл. 10.15 выбираем посадку H7/s6, для которой

Л^.

=36 мкм >[N]

. и N -71

мкм

[N]

mm *- Jmm max *• ^max

10.

Определяем давление от максимального натяга

VV^

выбранной

посадки:

^0^3 "^

Рп^= i^^-^)j = (71-17,6) ^ = 47,02 H/MMl

11.

Определяем силу запрессовки для выбранной посадки:

f^=ndlp^X=

3,14

•

110

•

47,02

•

0,20

243734,18

Н =

243,73 кН.

Таким образом, для сборки соединения требуется пресс, разви-

вающий силу 250

кН.

199