|
|
|
3
1
3 0
При
проектировочных
расчетах
после
выбора
размеров
поперечного
сечения
шпонки
b
и
h
по
таблице
определяют
расчетную
рабочую
длину
l
шпонки
по
формуле
(4.
1
).
Длину
шпонки
со
скругленными
торцами
l
p
= l+b
или
плоскими
торцами
l
p
= l
назначают
из
стандартного
ряда
.
Длину
ступицы
l
ст
принимают
на
8...
1
0
мм
больше
длины
шпонки
.
Если
длина
ступицы
больше
величины
1
,5d,
то
шпо
-
ночное
соединение
целесообразно
заменить
на
шлицевое
или
соединение
с
натягом
.
Соединения
сегментными
шпонками
(
см
.
рис
. 4.
1
)
прове
-
ряют
на
смятие
:
см
p
см
l
t
h
d
T
]
[
)
(
1
0
2
3
σ
≤
−
⋅
=
σ
,
(4.2)
где
l
l
p
≈
—
рабочая
длина
шпонки
; (
h – t
) —
рабочая
глу
-
бина
в
ступице
.
Сегментная
шпонка
узкая
,
поэтому
в
отличие
от
призма
-
тической
ее
проверяют
на
срез
.
Условие
прочности
на
срез
p
cp
dbl
T
3
1
0
2
⋅
=
τ
,
ср
τ
≤
(4.3)
где
b
—
ширина
шпонки
; [
τ
]
ср
—
допускаемое
напряжение
на
срез
шпонки
(
см
.
ниже
).
Стандартные
шпонки
изготовляют
из
специального
сортамента
среднеуглеродистой
чистотянутой
стали
с
600
в
≥
σ
Н
/
мм
2
—
чаще
всего
из
сталей
45,
Ст
6.
Допускаемые
напряжения
смятия
для
шпоночных
соеди
-
нений
:
при
стальной
ступице
[
σ
]
см
=
1
30...200
Н
/
мм
2
;
при
чугунной
— [
σ
]
см
= 80...
11
0
Н
/
мм
2
.
Б
ó
льшие
значения
принимают
при
постоянной
нагрузке
,
меньшие
—
при
переменной
и
работе
с
ударами
.
При
реверсивной
нагрузке
[
σ
]
см
снижают
в
1
,5
раза
.
Допускаемое
напряжение
на
срез
шпонок
[
τ
]
ср
— 70...
1
00
Н
/
мм
2
.
Большее
значение
принимают
при
постоянной
нагрузке
.
Глава
5.
ШЛИЦЕВЫЕ
СОЕДИНЕНИЯ
5.1.Общие
сведения
Шлицевое
соединение
образуют
выступы
—
зу
-
бья
на
валу
и
соответствующие
впадины
—
шлицы
в
сту
-
пице
(
рис
. 5.
1
,
а
–
в
).
Рабочими
поверхностями
являются
бо
-
ковые
стороны
зубьев
.
Зубья
вала
фрезеруют
по
методу
обкатки
или
накатывают
в
холодном
состоянии
профиль
-
ными
роликами
по
методу
продольной
накатки
.
Шлицы
от
-
верстия
ступицы
изготовляют
протягиванием
.
Шлицевые
соединения
стандартизованы
и
широко
рас
-
пространены
в
машиностроении
.
Достоинства
шлицевых
соединений
по
сравнению
со
шпо
-
ночными
.
1
.
Лучшее
центрирование
соединяемых
деталей
и
более
точное
направление
при
их
относительном
осевом
пе
-
ремещении
.
2.
Меньшее
число
деталей
соединения
:
шлице
-
вое
соединение
образуют
две
детали
,
шпоночное
—
три
,
че
-
тыре
.
3.
При
одинаковых
габаритах
возможна
передача
больших
вращающих
моментов
за
счет
большей
поверхно
-
сти
контакта
.
4.
Большая
надежность
при
динамических
и
реверсивных
нагрузках
.
5.
Большая
усталостная
прочность
Рис
5.
1
.
Прямобочные
шлицевые
соединения
3 3
3 2
вследствие
меньшей
концентрации
напряжений
изгиба
,
осо
-
бенно
для
эвольвентных
шлицев
.
6.
Меньшая
длина
ступи
-
цы
и
меньшие
радиальные
размеры
.
Недостатки
—
более
сложная
технология
изготовления
,
а
следовательно
,
и
более
высокая
стоимость
.
5.2.
Разновидности
шлицевых
соединений
Шлицевые
соединения
различают
:
по
характеру
соединения
—
неподвижные
для
закрепления
детали
на
валу
(
рис
. 5.
1
);
подвижные
,
допуска
-
ющие
перемещение
вдоль
вала
(
например
,
блока
шестерен
коробки
передач
;
по
форме
зубьев
—
прямобочные
(
рис
. 5.
1
),
эвольвентные
(
рис
. 5.2,
а
),
треугольные
(
рис
. 5.2,
б
),
5.3. Расчет шлицевых соединений
Основными
критериями
работоспособности
шли
-
цевых
соединений
являются
сопротивления
рабочих
повер
-
хностей
смятию
и
изнашиванию
.
Параметры
соединения
выбирают
по
таблицам
стандар
-
та
в
зависимости
от
диаметра
вала
,
а
затем
проводят
рас
-
чет
по
критериям
работоспособности
.
Смятие
и
изнашивание
рабочих
поверхностей
связаны
с
действующими
на
контактирующих
поверхностях
напряже
-
ниями
σ
см
.
Упрощенный
(
приближенный
)
расчет
основан
на
ограни
-
чении
напряжений
смятия
допускаемыми
значениями
[
σ
]
см
,
назначаемыми
на
основе
опыта
эксплуатации
подобных
конструкций
:
[ ]
c
м
p
cp
см
zhl
d
ТК
σ
≤
⋅
=
σ
3
3
1
0
2
,
(5.
1
)
где
Т
—
расчетный
вращающий
момент
(
наибольший
из
длительно
действующих
моментов
при
переменном
режиме
нагружения
),
Н
.
м
;
К
3
—
коэффициент
неравномерности
распределения
нагрузки
между
зубьями
(
зависит
от
точности
изготовления
и
условий
работы
),
К
з
=
1
,
1
...
1
,5;
d
ср
—
средний
диаметр
соединения
,
мм
;
z
—
число
зубьев
;
h
—
рабочая
высота
зубьев
,
мм
;
l
p
—
рабочая
длина
соединения
,
мм
; [
σ
]
c
м
—
допускаемое
напряжение
смятия
,
Н
/
мм
2
.
Для
соединений
с
прямобочными
зубьями
:
h =
0,5(
D – d
) – 2
f;
d
cp
=
0,5(
D + d
),
где
f
—
фаска
зуба
.
Для
соединений
с
эвольвентными
зубьями
:
H
= 0,8
1
5
m
;
d
cp
= D
–
1
,
1
m.
Для
соединений
с
треугольными
зубьями
:
h =
0,5(
D – d
);
d
cp
= mz
.
Рис
5.2.
Эвольвентное
(
а
)
и
треугольное
(
б
)
шлицевые
соединения
a)
б
)
по
способу
центрирования
(
обеспечения
совпадения
гео
-
метрических
осей
)
ступицы
относительно
вала
—
с
центри
-
рованием
по
наружному
диаметру
D
(
см
.
рис
. 5.
1
,
а
),
по
внутреннему
диаметру
d
(
см
.
рис
. 5.
1
,
б
)
и
по
боковым
по
-
верхностям
зубьев
(
рис
. 5.
1
,
в
и
5.2).
Зазор
в
контакте
по
-
верхностей
:
центрирующих
—
практически
отсутствует
,
не
-
центрирующих
—
значительный
.
3 5
3 4
Часть III.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Глава 6.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ПЕРЕДАЧАХ
6.1. Назначение передач
и
их
классификация
Механическими
передачами
,
в
дальнейшем
про
-
сто
передачами
,
называют
механизмы
,
передающие
энер
-
гию
двигателя
исполнительному
органу
машины
.
Передавая
механическую
энергию
,
передачи
одновремен
-
но
могут
выполнять
одну
или
несколько
из
следующих
функций
:
а
)
понижать
(
или
повышать
)
частоту
вращения
,
соответ
-
ственно
повышая
(
или
понижая
)
вращающий
момент
;
б
)
преобразовывать
один
вид
движения
в
другой
(
враща
-
тельное
в
поступательное
,
равномерное
в
прерывистое
и
т
.
д
.);
в
)
регулировать
частоту
вращения
рабочего
органа
ма
-
шины
;
г
)
реверсировать
движение
(
прямой
и
обратный
ход
);
д
)
распределять
энергию
двигателя
между
несколькими
исполнительными
органами
машины
.
В
настоящем
курсе
рассмотрены
только
наиболее
рас
-
пространенные
из
механических
передач
.
Классификация
передач
.
В
зависимости
от
принципа
дей
-
стви
я
все
механические
передачи
делят
на
две
группы
:
1
)
передачи
зацеплением
—
зубчатые
,
червячные
,
цепные
;
2)
передачи
трением
—
фрикционные
,
ременные
.
Передачи
трением
имеют
повышенную
изнашиваемость
рабочих
поверхностей
,
так
как
в
них
неизбежно
проскаль
-
зывание
одного
звена
относительно
другого
.
В
зависимости
от
способа
соединения
ведущего
и
ведо
-
мого
звеньев
различают
:
а
)
передачи
непосредственного
контакта
—
зубчатые
,
червячные
,
фрикционные
;
б
)
передачи
гибкой
связью
—
цепные
,
ременные
.
Переда
-
чи
гибкой
связью
допускают
значительные
расстояния
меж
-
ду
ведущим
и
ведомым
валами
.
Глава
7.
ОСНОВНЫЕ
ПОНЯТИЯ
О
ЗУБЧАТЫХ
ПЕРЕДАЧАХ
7.1.Общие
сведения
В
зубчатой
передаче
движение
передается
с
по
-
мощью
зацепления
пары
зубчатых
колес
(
рис
. 7.
1
,
а
–
в
).
Меньшее
зубчатое
колесо
принято
называть
шестерней
,
большее
—
колесом
.
Термин
«
зубчатое
колесо
»
относят
как
к
шестерне
,
так
и
к
колесу
.
Параметрам
шестерни
приписы
-
вают
индекс
1
,
колеса
—
индекс
2.
Достоинства
зубчатых
передач
.
1
.
Высокая
надежность
.
2.
Малые
габариты
.
3.
Большой
ресурс
.
4.
Высокий
КПД
.
5.
Сравнительно
малые
нагрузки
на
валы
и
подшипники
.
6.
Постоянство
передаточного
числа
.
7
.
Простота
обслужи
-
вания
.
Недостатки
.
1
.
Относительно
высокие
требования
к
точ
-
ности
изготовления
и
монтажа
.
2.
Шум
при
больших
скоро
-
стях
.
Классификация
.
В
зависимости
от
взаимного
располо
-
жения
геометрических
осей
валов
зубчатые
передачи
быва
-
ют
:
цилиндрические
—
при
параллельных
осях
(
рис
. 7.
1
,
а
–
в
);
конические
—
при
пересекающихся
осях
(
рис
. 7.2,
а
,
б
);
винтовые
—
при
скрещивающихся
осях
(
рис
. 7.3).
Винтовые
зубчатые
передачи
отличают
повышенное
скольжение
в
за
-
цеплении
и
низкая
нагрузочная
способность
,
поэтому
они
имеют
ограниченное
применение
.
Для
преобразования
вращательного
движения
в
посту
-
пательное
и
наоборот
применяют
реечную
передачу
3 7
3 6
(
рис
. 7.4),
которая
является
частным
случаем
цилиндричес
-
кой
зубчатой
передачи
.
Рейку
рассматривают
как
зубчатое
колесо
,
диаметр
которого
увеличен
до
бесконечности
.
В
зависимости
от
расположения
зубьев
на
ободе
колес
различают
(
см
.
рис
. 7.
1
)
передачи
:
прямозубые
(
а
),
косозубые
(
б
),
шевронные
(
в
)
и
с
круговыми
зубьями
(
см
.
рис
, 7.2,
б
).
В
зависимости
от
формы
профиля
зуба
передачи
быва
-
ют
:
эвольвентные
,
с
зацеплением
Новикова
,
циклоидальные
.
Преимущественное
применение
имеет
эвольвентное
зацеп
-
ление
,
которое
было
предложено
Л
.
Эйлером
в
1
760
г
.
В
зависимости
от
взаимного
расположения
колес
зубчатые
пе
-
редачи
бывают
внешнего
(
см
.
рис
.
7.
1
)
и
внутреннего
(
рис
. 7.5)
зацеп
-
ления
.
Ниже
рассмотрены
передачи
внешнего
зацепления
,
как
наиболее
распространенные
.
В
зависимости
от
конструктив
-
ного
исполнения
различают
закры
-
тые
и
открытые
зубчатые
передачи
.
Закрытые
передачи
помещены
в
пыле
-
и
влагонепроницаемые
корпу
-
са
и
работают
в
масляной
ванне
(
зубчатое
колесо
погружают
в
мас
-
ло
на
глубину
до
1
/
3
радиуса
).
В
от
-
крытых
передачах
зубья
колес
рабо
-
тают
всухую
или
при
периодическом
смазывании
пластичным
смазочным
материалом
и
не
защищены
от
влия
-
ния
внешней
среды
.
В
зависимости
от
числа
ступе
-
ней
зубчатые
передачи
бывают
одно
-
и
многоступенчатые
.
а
)
б
)
в
)
Рис
.
7.
1
.
Цилиндрические
зубчатые
передачи
внешнего
зацепления
а
)
б
)
Рис
. 7.2.
Конические
зубчатые
передачи
:
а
—
прямозубая
;
б
—
с
круговым
зубом
Рис
.
7.3.
Винтовая
зубчатая
передача
Рис
. 7.4.
Реечная
передача
Puc. 7.5.
Цилиндрическая
прямозубая
передача
внутреннего
зацепления
Глава. 8.
ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ПРЯМОЗУБЫЕ
ПЕРЕДАЧИ ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
8.1. Материалы зубчатых колес
Выбор
материала
зубчатых
колес
зависит
от
на
-
значения
передачи
и
условий
ее
работы
.
Чаще
всего
приме
-
няют
стали
,
реже
—
чугуны
и
пластмассы
.
Стали
.
Основными
материалами
для
изготовления
зубча
-
тых
колес
силовых
передач
служат
термически
обрабаты
-
ваемые
стали
.
|
|
|