приводные валы

Приводные валы

100 руб.

Описание товара

Приводные валы

 Назначение, типы и примеры использования приводных валов.

Во всех типах зубчатых передач (цилиндрических, конических, червячных, планетарных) и приводах основным конструктивным элементом, помимо зубчатых колес, являются приводные валы. Основным назначением приводных валов является:
– передача крутящего момента, от двигателя к исполнительному механизму     машины и создание при этом условий для нормальной работы механической передачи, за счет обеспечения достаточной прочности и жесткости,
– крепления зубчатых колес, звездочек, шкивов, муфт, как в радиальном, так и в осевом положении,
– обеспечение точного расположения зубчатых колес в передаче, посредствам опор скольжения или качения, установленных в отверстиях корпуса расположенных параллельно, перпендикулярно, или под углом друг к другу.

 

Рис 1 Типы приводных валов

        По форме и наличию конструктивных элементов наиболее часто встречаются следующие типы валов:
– гладкий вал со шпоночными пазами или шлицевыми поверхностями (см. Рис 1а),
– ступенчатый вал без шпоночных пазов и шлицевых поверхностей (см. Рис 1б),
– ступенчатый вал со шпоночными пазами (см Рис 1в),
– ступенчатый вал со шлицевыми поверхностями (см. Рис 1г)
– ступенчатый вал со сквозными отверстиями (см. Рис 1д)
– вал с фланцем (см. Рис 1е),
– вал – шестерня (см. Рис 1ж),
– вал, выполненный за одно целое с рейкой (см. Рис 1з)
– вал, выполненный за одно целое с червяком (см. Рис 1и),
− полый вал – шестерня с наружными и внутренней посадочными поверхностями (см. Рис. 1к),
− колоколообразный вал – шестерня с наружными и внутренней посадочными по-верхностями (см. Рис. 1л),
− торсионный вал (см. Рис. 1м).
Рассмотрим примеры конструктивного исполнения валов в составе механических передач. На Рис 2 показана конструкция трехступенчатого коническо – цилиндрического редуктора с уменьшенным габаритным размером по длине.

Рис 2 Конструкция трехступенчатого коническо – цилиндрического редуктора с уменьшенным габаритным размером по длине.

          В его состав входят четыре вала в том числе ведущий вал 1, промежуточные валы – шестерни 7 и 12, а также выходной вал 17. Ведущий вал установлен в продольной расточке корпуса 4 на подшипниках 2 и 3, а на его цапфе посредствам шпоночного соединения закреплена ведущая коническая шестерня 5, зацепляющаяся с ведомым коническим коле-сом 6, которое также посредствам шпоночного соединения закреплено на первом промежуточном валу – шестерне 7. Промежуточный вал – шестерня 7, выполненный полым, посредствам подшипника 8 установлен в поперечной расточке корпуса 4, а с помощью подшипника 9 в расточке ведомого зубчатого колеса 16 тихоходной ступени редуктора. Зубчатый венец 10 вала 7 зацепляется с промежуточным зубчатым колесом 11 закрепленным с помощью шпоночного соединения на втором промежуточном валу – шестерне 12. Последний посредствам подшипников 13 и 14 установлен в поперечной расточке корпуса 1, а его зубчатый венец 15 зацепляется с ведомым зубчатым колесом 16, которое с помощью шпоночного соединения закреплено на выходном валу 17 редуктора. При этом выходной вал 17 установлен в отверстии промежуточного вала 7 на подшипнике 18 и в расточке корпуса 4 на подшипнике 19.

На Рис 3 Конструкция двухступенчатого конического редуктора,
встроенного в колесный узел управляемого
ведущего моста трактора.

          На Рис 3 показана конструкция двухступенчатого конического редуктора встроенного в колесный узел управляемого ведущего моста трактора. Он содержит жестко соединенный с рукавом 3 ведущего моста корпус 1 верхней передачи и корпус 2 нижней передачи, установленный на опорах 4 и 5 с возможностью поворота в расточке корпуса 1. В полости рукава 3 на подшипниках 8 установлена полуось 7, выполненная в виде вала – шестерни с коническим зубчатым венцом 6, а на подшипниках 11 установлен вертикальный вал – шестерня 10, с коническим зубчатым венцом 9, находящимся в зацеплении с зубчатым венцом 6. Шлицевый хвостовик 12 вала 10 соединен с полым валом – шестерней 13, установленным в расточке корпуса 2 на подшипниках 14, зубчатый венец которого зацепляется с коническим зубчатым колесом 15, закрепленным посредствам шлицевого соединения на цапфе выходного вала 16 с диском 17, на котором устанавливается колесо трактора. Зубчатое колесо 15 закрыто крышкой 18 закрепленной на корпусе 2. Верхняя подшипниковая опора 4 состоит из подшипника 19, наружное кольцо которого установлено в стакане 20, расположенном в расточке корпуса 1, при этом, во внутреннем кольце подшипника 19 находится ось 21, установленная через регулировочные прокладки 23 в отверстии кронштейна 24 и закрепленная в нем с помощью болтов 22, а кронштейн 24 установлен на корпусе 2 посредствам призонных болтов 26. Нижняя подшипниковая опора 5 выполнена на основе подшипника 25, наружное кольцо которого установлено в расточке корпуса 2, а в его внутреннее кольцо запрессована нижняя цапфа корпуса 1.

Рис 4 Конструкция соосного привода, в котором одна из опор ведущего вала встроена в расточку ведомого вала.

         На Рис 4 показана конструкция соосного привода, в котором одна из опор ведущего вала встроена в расточку ведомого вала. При этом, правая опора ведущего вала 1, воспринимающая основную часть радиальных и осевых нагрузок, выполнена в виде подшипникового узла состоящего из двух конических радиально упорных роликоподшипников 2, установленных в стакане 3 с возможностью регулировки осевой игры за счет подбора комплекта мерных прокладок 4, устанавливаемых под крышку 5, а левая опора вала 1 содержит сферический шариковый радиальный двурядный подшипник 6, установленный в расточке ведомого вала 7 с возможностью самоустановки в осевом направлении. Ведомый вал 7, имеющий колоколообразную форму, установлен на двух опорах размещенных в сборном стакане 8, при этом, наиболее нагруженная правая опора по конструкции аналогична соответствующей опоре ведущего вала 1 и содержит два конических радиально упорных роликоподшипника 9, а левая – радиальный шарикоподшипник 10, имеющий возможность самоустановки в осевом направлении.

Рис. 5. Трехопорный распределительный вал многопозиционного
холодновысадочного автомата

          Длинные валы, испытывающие большие радиальные нагрузки выполняются трехопорными, что существенным образом влияет на их конструкцию. На Рис 5 показана конструкция узла распределительного вала многопозиционного холодновысадочного автомата, выполненного трехопорным. Он содержит вал 1, на котором расположены ведущее 2 и ведомое 3 конические зубчатые колеса, кулачок привода механизма реза 4 и кулачок привода механизма переноса 5, которые крепятся на нем посредствам шпонок. Для осуществления возможности регулировки осевого зазора в конических передачах их зубчатые колеса 2 и 3 установлены на валу с использованием разъемных регулировочных колец 6. Для исключения большого прогиба вала 1 и уменьшения его диаметра он снабжен третьей опорой, расположенной в его средней части. Эта опора, выполненная на базе двух роликовых конических подшипников 7, воспринимает основную часть радиальной нагрузки от кулачка 4 привода механизма реза и кулачка 5 привода механизма переноса, а также осевую нагрузку от усилий в конических передачах. Правая и левая шейки вала 1 установлены на подшипниковых опорах с использованием роликового радиального двухрядного сферического подшипника 8. Все три подшипниковые опоры вала установлены в расточке станины посредствам корпусов 9, 10, причем оба радиальных двурядных сферических подшипника 8 левой и правой опоры вала 1 установлены в корпусе с осевым зазором для компенсации погрешности изготовления линейных размеров вала и его температурных изменений в процессе эксплуатации.

Рис 6 Фрагмент конструкции трехпоточного редуктора работающего в динамическом режиме со знакопеременными нагрузками.

                На Рис 6 показан фрагмент конструкции трехпоточного редуктора работающего в динамическом режиме со знакопеременными нагрузками. Он содержит торсионный вал 1, соединяющий ведомый зубчатый блок 2 быстроходной передачи редуктора, установленный на подшипниках 3 и 4 в расточке корпуса 5 с ведущим зубчатым блоком 6 тихоходной передачи, который установлен в расточке корпуса 5 на подшипниках 7 и 8. Соединение зубчатых блоков 2 и 6 с помощью торсионных валов 1, обладающих необходимой крутильной жесткостью, позволяет демпфировать колебания и вибрации, порождаемые в валоприводе знакопеременными динамическими нагрузками.

Рис 7 Два варианта конструкции приводных валов расположенных вертикально.

      При вертикальном расположении приводных валов на них помимо радиальных нагрузок обязательно действуют дополнительные осевые нагрузки вызванные весом вала и установленных на нем деталей. На Рис 7 показаны два варианта конструкции приводных валов расположенных вертикально. На Рис 7а показана конструкция вертикально расположенного вала, опоры которого разнесены на значительное расстояние. При этом нижняя наиболее нагруженная опора вала содержит шариковый радиальный двурядный сферический подшипник, который позволяет компенсировать перекосы вала и шариковый упорный подшипник, воспринимающий осевые нагрузки, под нижнее кольцо которого устанавливается мягкая прокладка, также компенсирующая прекос вала. Верхняя опора вала содержит шариковый радиальный двурядный сферический подшипник имеющий возможность самоустановки в осевом направлении.
На Рис 7б показана конструкция вертикально расположенного короткого вала, поры которого установлены в одном корпусе, что исключает перекос его посадочных мест и позволяет использовать более дешевые типы подшипников в обоих опорах. В этом случае вместо двух шариковых радиальных двурядных сферических подшипников использованы: в верхней опоре – радиальный роликоподшипник, а в нижней опоре – радиальный и упорный шарикоподшипники, при этом радиальный шарикоподшипник имеет возможность самоустановки в осевом направлении.
Рассмотренные конструкции приводных валов применяются в механических приводах. В качестве ведущего звена рычажных механизмов используются кривошипные и эксцентриковые валы, отличительной особенностью конструкции которых является наличие мотылевой (ых) шейки(ек) расположенной(ых) эксцентрично относительно коренных (опорных) шеек, которые посредствам подшипников устанавливаются в расточке станины, при этом, мотылевая шейка вала шарнирно соединяется с шатуном или кулисой приводимого механизма.

Рис. 8. Основные типы эксцентриковых и коленчатых валов

            На Рис. 8 показаны основные конструктивные исполнения эксцентриковых и коленчатых валов. Характерной особенностью эксцентрикового вала является то, что его эксцентриковая шейка, как правило, имеет небольшое по отношению к диаметру, смещение в направлении параллельном оси вала, а диметр и длина эксцентриковой шейки может существенно отличаться от аналогичных размеров опорных шеек вала. Конструкция эксцентрикового вала, показанного на Рис 8а, отличается консольным расположением эксцентриковой шейки относительно его опорных шеек, в результате чего ближняя опорная шейка, воспринимающая большую часть нагрузки, имеет больший диаметр, чем удаленная от эксцентриковой шейки опорная шейка вала. На Рис 8б показана наиболее часто встречающаяся конструкция эксцентрикового вала, у которого эксцентриковая шейка, расположена симметрично относительно опорных шеек и поскольку воспринимает максимальную нагрузку, имеет больший диаметр, чем опорные шейки. На Рис 8в показана конструкция двухэксцентрикового вала, эксцентриковая шейка которого также расположена симметрично между опорными шейками. Такая конструкция эксцентрикового вала имеет место при широком ползуне кривошипно-шатунного или рычажного механизма, приводимом в движение двумя шатунами. На Рис 8г показан коленчатый вал, конструкция которого принципиально отличается от конструкции эксцентрикового вала тем, что смещение его эксцентриковой (мотылевой) шейки, сопряженной с опорными шейками посредством щек, намного больше, чем у эксцентрикового вала, при этом, диаметр и длина мотылевой шейки незначительно отличается от аналогичных размеров опорных шеек вала.

Рис. 9. Конструкция сборного эксцентрикового вала.

С целью упрощения конструкции привода рычажного механизма эксцентриковые и коленчатые механизмы могут выполняться в сборе с приводным зубчатым колесом. На Рис. 9 показана конструкция сборного эксцентрикового вала, состоящего из гладкого вала на который напрессована эксцентриковая насадка выполненная за одно с зубчатым колесом, наружной диаметр которой выбран, таким образом, что позволяет пропустить внутри нее вал и в тоже время установить на ее эксцентриковую(ые) шейку(и) опорный подшипник шатуна.

Рис. 10. Конструкция сборного коленчатого вала
с большим эксцентриситетом мотылевой шейки.

           На Рис. 10 показана конструкция сборного коленчатого вала с большим эксцентриситетом мотылевой шейки, выполненной в виде оси, цапфы которой запрессованы в отверстия двух зубчатых колес выполняющих также функцию щек коленчатого вала, при этом в центральные базовые, отверстия колес запрессованы втулки скольжения, являющиеся опорами коленчатого вала, который вращается на двух соосно расположенных осях жестко закрепленных в соответствующих отверстиях станины.
Многоэксцентриковые коленчатые валы, применяемые в основном в двигателях внутреннего сгорания, компрессорах и дизель – генераторах, представляют собою отдельную группу валов такого типа, обладающих характерными конструктивными особенностями.

Рис. 11. Конструкция многоэксцентрикового коленчатого вала.

На Рис. 11 показана типовая конструкция коленчатого вала содержащего четыре мотылевые и пять опорных (коренных) шеек, при этом щеки эксцентриковых шеек выполнены таким образом, что их выступы, расположенные оппозитно мотылевым шейкам, являются противовесами, уравновешивающими инерцию                 шатунно-поршневой группы двигателя.

Рис. 12. Смазочные канавки коленчатого вала

       Основным фактором, налагающим на конструкцию коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания или генератора жесткие требования, является высокая скорость его вращения, которая в ряде случаев может быть больше 10000 об/мин. При такой скорости вращения коленчатого вала критическими для него являются не воспринимаемые нагрузки, а износ его трущихся поверхностей – мотылевых и коренных шеек, снизить который можно только за счет подбора материала и термической обработки трущихся поверхностей вала, и гарантированной подачей смазки в зону трения. В двигателях внутреннего сгорания для смазки трущихся поверхностей коленчатого вала обычно применяется циркуляционная система жидкой смазки, которая предусматривает подачу масла под определенным давлением. При этом масло из общей магистрали подается к коренным шейкам вала, а по соответствующим сверлениям в кривошипах к мотылевым шейкам, чему в значительной степени способствуют силы инерции, возникающие при вращении коленчатого вала (см. Рис. 12).

          Сложность конструкции коленчатых валов особенно многоэксцентриковых, определяет высокую трудоемкость их изготовления. Поэтому создание сборных коленчатых валов, позволяющее при достаточно простой сборке, существенно снизить трудоемкость механической обработки входящих в них деталей, достаточно актуально и востребовано. При этом, необходимо иметь в виду что к сборным коленчатым валам помимо необходимой прочности, жесткости и износостойкости, предъявляется дополнительное требование, обусловленное специфичностью их конструкции, заключающееся в обеспечении прочного соединения деталей, исключающего появление зазоров между ними в процессе эксплуатации. На Рис. 13 показано несколько вариантов конструкции сборных коленчатых валов.

Рис. 13. Варианты сборной конструкции коленчатого вала.

        На Рис. 13а показана конструкция сборного коленчатого вала состоящего из двух деталей, одна из которых представляет собою коренную шейку 1, а вторая представляет выполненные за одно целое коренную 2 и шатунную 3 шейки. Соединение деталей по торцевым поверхностям 6 и 8 обеспечивается затяжкой гайкой 14 пальца 13, который проходит через отверстия в обеих деталях, ось которого смещена относительно оси 4 коренных шеек коленчатого вала. Фиксация деталей обеспечивается выступом 5, на мотылевой шейке 3, который имеет радиусную поверхность, контактирующую с ответной цилиндрической поверхностью коренной шейки 1. На Рис. 13б показана конструкция сборного коленчатого вала состоящего из трех деталей, при этом детали 1 и 2 являются коренными шейками вала, а деталь 3 его мотылевой шейкой. Соединение деталей по торцевым поверхностям 6 и 8 обеспечивается затяжкой гайкой 14 пальца 13, который проходит через отверстия в обеих деталях, ось которого смещена относительно оси 4 коренных шеек коленчатого вала. Фиксация деталей 1, 2, 3 обеспечивается радиусным выступом 7 выполненным в деталях 1 и 2, который входит в ответные радиусные пазы, выполненные в детали 3. На Рис. 13в показана конструкция сборного коленчатого вала состоящего из трех деталей, при этом детали 1 и 2 являются коренными шейками вала, а деталь 3 его мотылевой шейкой. Соединение деталей по торцевым поверхностям 6 и 8 обеспечивается затяжкой гайкой 14 пальца 13, который проходит через отверстия в обеих деталях, ось которого смещена относительно оси 4 коренных шеек коленчатого вала. Фиксация деталей 1, 2, 3 обеспечивается за счет выполнения радиусных выборок на внутренних торцах деталей 1 и 2, в которые охватывают своей наружной цилиндрической поверхностью деталь 3. На Рис. 13г показана конструкция двух-эксцентрикового коленчатого вала, в состав которого входят коренные шейки 1, 2 и мотылевые шейки 3, а также щека 15, соединение которых выполнено аналогично, показанному на Рис. 13а. На Рис. 13д показана конструкция трехэксцентрикового коленчатого вала, в состав которого входят коренные шейки 1, 2, мотылевые шейки 3 и две щеки 15, соединение которых выполнено аналогично показанному на Рис. 13г. На Рис. 12е показано конструктивное исполнение соединения коренных и мотылевой шейки посредством пальца 13, на котором для повышения жесткости коленчатого вала, устанавливается комплект конусных втулок 16, при этом они своей наружной конической поверхностью контактируют с ответной поверхностью коренных шеек 1 и 2.

             Одним из основных элементов коленчатого вала, определяющих его долговечность, являются его опоры, конструктивное исполнение которых, особенно для высокоскоростных кривошипно-шатунных исполнительных механизмов, работающих в динамическом режиме, имеет специфические особенности. Наиболее распространенный тип опор эксцентриковых и коленчатых валов предусматривает использование подшипников скольжения.

Рис. 14. Коленчатый вал с опорами скольжения

              На Рис. 14 показана конструкция коленчатого вала холодновысадочного автомата, кривошипно-шатунный, исполнительный механизм которого работает в динамическом режиме и испытывает высокие внецентренные нагрузки, и поэтому выполнен на основе подшипников скольжения. В данном случае коленчатый вал 1 установлен в подшипниках скольжения 2 запрессованных в буксы 3, которые беззазорно установлены в соответствующих отверстиях станины. Для исключения зазора в соединении букс 3 со станиной 4 они снабжены клиньями 5, которые имеют наружную цилиндрическую поверхность, обрабатываемую совместно с буксой. Натяг в соединении буксы со станиной обеспечивается за счет осевого перемещения клиньев 5 посредством болтов 6, выполняемого при сборке кривошипно-шатунного механизма. Гарантированная подача жидкой смазки в зазор между опорными шейками коленчатого вала и подшипниками скольжения осуществляется под определенным давлением от насоса, при этом смазка в смазочные отверстия втулок, расположенных под углом 30 град к вертикальной оси, поступает через удлиненный штуцер 9, установленный в соответствующем отверстии станины 4. Наличие в конструкции опор коленчатого вала 1 клиньев 5 существенным образом упрощает его разборку при возникновении необходимости замены изношенных втулок скольжения 2, что существенным образом повышает ремонтопригодность исполнительного механизма оборудования в целом.

            Однако в ряде случаев коленчатые и эксцентриковые валы небольшого и среднего размера, не испытывающие больших радиально направленных динамических нагрузок, могут устанавливаться на опоры, выполненные на основе подшипников качения

Рис 15 Коленчатый вал с опорами качения

      На Рис. 15 показана конструкция двухэксцентрикового коленчатого вала, опоры которого выполнены на основе сферических двурядных роликовых подшипников. Для обеспечения возможности предварительной напрессовки подшипников 2 и 3 на вал, его левый опорный подшипник 2 устанавливается в буксу 4, величина диаметра посадочной поверхности которой больше удвоенного радиуса противовесов коленчатого вала 1. Фиксация осевого положения внутреннего кольца подшипника 2 осуществляется за счет проставки 5 и гайки 6, а наружное кольцо в буксе 4 фиксируется крышкой 7. Правый опорный подшипник 3 коленчатого вала 1 установленный на коренной шейке вала располагается в отверстие корпуса.

Расчеты валов

             Для выполнения своей основной функции передачи требуемого крутящего момента в нужном направлении и с необходимой скоростью приводные валы должны обладать, прежде всего, необходимой прочностью. Исходными данными для прочностного расчета вала является, передаваемый им крутящий момент, диаметр установленного на нем зубчатого колеса и и его расположение относительно опор вала. Усилия, действующие в зацеплении основных видов зубчатых передач и реакции, возникающие в опорах приводных валов показаны на Рис 16 – 18

 

Рис 16 Схема для расчета валов цилиндрической зубчатой передачи

 

Реакции опор вала шестерни (нагрузки на подшипники) и величина изгибающих моментов для червяка и червячного колеса определяется также, как и для косозубой цилиндрической передаче.
Для нормальной работы привода валы, входящие в его состав, должны обладать не только достаточной прочностью, но и необходимой жесткостью. Недостаточная жесткость валов приводит к увеличению их прогиба υ, который негативно сказывается на работу зубчатых, цепных и ременных передач.
Под жесткостью вала понимается нагрузка, вызывающая единичную линейную или угловую деформацию. Для механического привода и приводимого механизма важное значение имеет изгибная Сиз и крутильная Скр жесткость вала.

Расчетные формулы для определения величины прогиба и угла наклона упругой линии вала для наиболее часто применяемых схем закрепления вала приведены в таб. 1

Таблица 1

       Крутильная жесткость валов Скр вместе с передаваемым валом крутящим моментом определяет угол его скручивания φ, который оказывает существенное влияние на синхронность работы механизмов входящих в состав оборудования автоматического действия. Поэтому в тяжело нагруженном, высокоскоростном оборудовании, работающим в динамическом режиме, жесткость валопривода в значительной степени влияет на его производительность. При этом, необходимо понимать, что суммарная крутильная жесткость валопривода зависит не только от жесткости самого вала, но и от жесткости зубчатых передач, шпоночных и шлицевых соединений, а также от крутильной жесткости входящих в привод ременных и цепных передач.

Рис. 19 Схема ступенчатого вала

Поскольку коленчатые и эксцентриковые валы имеют форму существенным образом отличающуюся от формы приводных валов механических передач их расчет на прочность также имеет существенное отличие.

Рис 20 Основные геометрические размеры коленчатого вала
и направление действующих на вал нагрузок

      Перед выполнением прочностного расчета коленчатого вала из конструктивных соображение устанавливаются его основные геометрические размеры, для средненагруженных кривошипно – шатунных механизмов рекомендуются следующие соотношения размеров коленчатого вала:

Коленчатые валы рассчитывают как балки на упругом основании, для конструктивно выбранных геометрических размеров которой, определяется допустимое усилие PD, действующее на шатунную шейку вала в сечении В – В (см. Рис 19). Предполагается, что приложение нагрузок сосредоточенное, точки приложения равнодействующих сил расположены на одной прямой, а реакции опор коленчатого вала находятся на расстоянии l0/8 от конца опоры.

 

 

Рис 22 Основные геометрические размеры эксцентрикового вала
и направление действующих на вал нагрузок

       На коленчатом валу устанавливаются и надежно крепятся приводные шкивы (маховики) или зубчатые колеса и звездочки для передачи движения различным вспомогательным механизмам технологического оборудования, крепление которых осуществляется посредствам шпоночных и шлицевых соединений. Наиболее часто для крепления деталей на валу используются призматические шпонки (см. Рис 23а). При передаче крутящего момента боковые поверхности призматической шпонки работают на смятие, а поперечное сечение на срез.

Рис 23 Призматическое и сегментное шпоночные соединения

                Разновидностью призматической шпонки является сегментная шпонка (см. Рис 23б), которая рассчитывается аналогичным образом.
В отличии от призматической шпонки при передаче крутящего момента клиновая шпонка (см. Рис 24а) работает не боковыми, а верхней и нижней гранями, прилегающими к валу и втулке. Расчет клиновой шпонки выполняется из условия прочности на смятие по следующей формуле:

При передаче крутящего момента тангенциальное шпоночное соединения (см. Рис. 24б) работает за счет сжатия боковой поверхности шпонок, поэтому его расчет выполняется из условия прочности на смятие по следующей формуле:

Рис 24 Клиновое и тангенциальное шпоночные соединения

        При передаче крутящего момента боковые поверхности шлицевых соединений также, как и призматические шпоночные соединения работают на смятие, а поперечное сечение на срез. Поэтому расчет шлицевых соединений (см. Рис 25) ведется из условия прочности на смятие и срез последующим формулам:

Рис 25 Типы шлицевых соединений

Требования по точности, предъявляемые к валам.

Как уже говорилось, валы, встраиваемые в механические передачи должны не только обеспечивать передачу крутящего момента и крепление зубчатых колес, шкивов и звездочек, но и осуществлять их точное расположение в передаче, посредствам опор скольжения или качения, установленных в отверстиях корпуса, расположенных параллельно, перпендикулярно, или под углом друг к другу.
В цилиндрической передаче на боковой зазор АΔ влияет радиальное биение зубчатого венца ведущего вала шестерни относительно опорных поверхностей под установку подшипников А1 и радиальное биение посадочной поверхности под установку колеса ведомого вала относительно опорных поверхностей под установку подшипников А6 (см. Рис. 26а). На пятно контакта в цилиндрической зубчатой передаче βΔ влияет перекос оси ведущего вала – шестерни вызванный радиальным биением его опорных поверхностей под установку подшипников относительно общей оси β1 и перекос ведомого вала, вызванный радиальным биением его опорных поверхностей относительно общей оси β6 (см. Рис. 26б). Величина бокового зазора и пятно контакта в цилиндрической зубчатой передаче нормируется ГОСТ 1643 – 81

Рис 26 Размерные цепи, определяющие величину бокового зазора и пятно контакта в цилиндрической зубчатой передаче

        В конической зубчатой передаче на величину отклонения межцентрового расстояния АΔ влияет несоосность зубчатого венца вала – шестерни вызванное его радиальным биением относительно общей оси посадочных мест под подшипники A1 и несоосность зубчатого венца колеса, вызванная радиальным биением посадочных мест под подшипники вала относительно его общей оси A6 (см. Рис 27а). На величину отклонения межосевого угла в передаче ФΔ влияет непаралельность, оси зубчатого венца вала – шестерни, вызванная биением его посадочных мест относительно общей оси Ф2 и непаралельность оси зубчатого венца колеса, вызванная биением посадочных мест ее вала относительно общей оси Ф5 (см. Рис. 27б). Величина отклонения межосевого расстояния и отклонения межосевого угла конической зубчатой передачи нормируется ГОСТ 1758 – 81.

Рис 27 Размерные цепи, определяющие предельное отклонение межосевого расстояния в передаче и предельное отклонение межосевого угла в передаче

             В червячной передаче на боковой зазор АΔ влияет радиальное биение диаметра вершин витков червяка относительно его посадочных поверхностей под установку подшипников A1 = Б1 и радиальное биение посадочного места под установку червячного колеса вала, относительно его посадочных мест под установку подшипников А5 (см. Рис. 28а,б). На величину смещения средней плоскости в червячной передаче влияет биение витков червяка относительно посадочных мест под подшипники Б1. На Величину отклонения межосевого угла в передаче ФΔ влияет перекос оси червяка, вызываемый биением его посадочных мест под установку подшипников относительно общей оси Ф2 и перекос оси червячного колеса Ф4 , вызываемый биением посадочных мест вала под установку подшипников относительно общей оси. Боковой зазор, смещение средней плоскости и отклонение межосевого угла в червячной передаче нормируется ГОСТ 3675 – 81

Рис. 28 Размерные цепи определяющие величину бокового зазора, предельное смещение средней плоскости и величину отклонения межосевого угла в червячной передаче

           Точность изготовления валов применяемых в качестве приводных в цепных и ременных передачах влияет на радиальное и торцевое биение звездочек и шкивов устанавливаемых на них.

Рис 29 Размерные цепи, определяющие радиальное и торцевое биение шкива ременной передачи установленного на приводном валу

        На радиальное и торцевое биения шкива ременной передачи и влияет радиальное биение посадочной поверхности под установку шкива приводного вала относительно опорных поверхностей под установку подшипников R2 (см. Рис. 29а), P2 (см. Рис. 29б), величина которых нормируется ГОСТ 20889-88. Аналогичным образом радиальное биение посадочной поверхности под установку звездочки приводного вала относительно опорных поверхностей под установку подшипников влияет на радиальное и торцевое биение звездочки, величины которых нормируются ГОСТ 20897 – 88

                Для нормальной работы подшипников качения, являющихся опорами приводного вала, помимо осевого зазора, величина которого обычно регулируется, например прокладками, необходимо обеспечить угол взаимного перекоса наружного и внутреннего колец подшипника ϴ_= ϴ + ϴ/ (см. Рис. 30) не более допустимой величины, которая в зависимости от типа подшипника нормируется ГОСТ 3325 – 81. Поэтому, согласно вышеуказанного стандарта, нормируется
радиальное биение посадочных мест под установку подшипников на вал и торцевое биение упорных заплечиков вала, контактирующих с торцем внутреннего кольца опорного подшипника.

Рис. 30. Схема образования перекоса колец подшипника.

           Поэтому для обеспечения работоспособности вала при его работе в составе механической передачи необходимо выполнить следующие требования по точности:
– посадку поверхностей под установку зубчатого колеса и подшипников D1, D2, D3,D4, D5,
– расстояние между торцами вала, в которые упираются зубчатое колесо и левый подшипник H8,
– радиальное биение посадочных мест вала D1, D2, D3,D4, D5,
– торцевое биение заплечиков вала относительно посадочного места D1 под   установку зубчатого колеса и посадочного места D2 под установку левого подшипника,
– погрешности формы посадочных мест D1, D2, D3, D4, D5.

Рис. 31. Требования по точности к валу цилиндрической зубчатой передачи

         Посадка поверхности D1 под установку зубчатого колеса, в зависимости от нагруженности передачи и условий ее работы, назначается с незначительным натягом – переходная (j, k, m, n) , или с большим натягом прессовая (p, r, s, u), как правило, 6 – 9(го) квалитета (см. Рис. 31). Посадка поверхностей вала D2, D3 назначается согласно требований ГОСТ 3328-85, в зависимости от режима работы передачи и вида нагружения колец подшипников. Посадка поверхности вала D4, под установку уплотнительной манжеты, устанавливается по h11. Посадка поверхности вала D5, под установку шкива или полумуфты назначается с натягом (переходная или прессовая) по 6 – 9 квалитету. Радиальное биение поверхностей D4 и D5 относительно оси центров Г назначается по 9 степени точности ГОСТ 24643-81. Погрешность формы диаметров вала D4 и D5 устанавливается на основе рекомендаций работы [2] Размер вала H8 устанавливается на основе расчета размерной цепи, определяющей количество прокладок, устанавливаемых под торцы крышек для регулировки зазора в подшипниках (см. работу [2]), при этом, величина допуска Δ, обычно соответствует 10 – 12 квалитету, исходя из возможностей технологии изготовления вала. Погрешность формы посадочного места вала D1 устанавливается, согласно рекомендаций работы [2], а погрешность формы посадочных мест под установку подшипников D2, D3 устанавливается в соответствии с требованиями ГОСТ 3325-85. Биение торца вала относительно посадочного места D2, устанавливается, согласно требований ГОСТ 3325-85 на торцевое биение заплечиков вала. Биение торца вала относительно посадочного места D1 устанавливается равным величине торцевому биению ступицы зубчатого колеса, или может приниматься равным биению торца вала относительно посадочного места D2. Радиальное биение посадочного места вала под установку зубчатого колеса D1 относительно общей оси посадочных мест под подшипники D2, D3 устанавливается на основе расчета размерной цепи, определяющей величину бокового зазора (см. Рис 26).

          Для обеспечения работоспособности вала – шестерни в составе передачи необходимо назначить следующие требования по точности к его базовым размерам и поверхностям:
– посадку базовых поверхностей вала D,
– посадку поверхностей вала D1 и D2,
– допуск Δ на внешний диаметр вершин зубьев D3
– допуск Δ на расстояние Б1 от базового торца до вершины делительного конуса,
– допуск Δ на расстояние l от внешнего диаметра зубчатого венца шестерни до базового торца,
– допуск Δ на угол α при вершине внешнего конуса колеса,
– допуск Δ на угол β дополнительного конуса,
– биение конусной поверхности заготовки колеса относительно базовой поверхности D,
– биение базового торца вала – шестерни относительно базовой поверхности D,
– радиальное биение поверхностей D, D1, D2, относительно оси центов А вала – шестерни,
– погрешности формы поверхностей D, D1, D2.

Рис. 32. Требования по точности к валу – шестерне конической зубчатой передачи

              Посадка и погрешность формы поверхности вала D назначается согласно требований ГОСТ 3325-85, в зависимости от условий нагружения колец подшипников. Посадка диаметра вала D1, под установку уплотнительной манжеты, устанавливается согласно требований ГОСТ 8752 – 79 по h10. Посадка вала D2, под установку шкива или полумуфты назначается с натягом (переходная или прессовая). Радиальное биение поверхностей D1 устанавливается согласно требований ГОСТ 8752 – 79, а радиальное биение поверхности D2 назначается по 9 классу точности ГОСТ 24643-81. Погрешность формы диаметров вала D1 и D2 устанавливается на основе рекомендаций работы [2]. Допуск Δ на внешний диаметр вершин зубьев D3 назначается по h10-h11. Допуск Δ на расстояние Б1 от базового торца до вершины делительного конуса устанавливается по h11, а допуск Δ на расстояние l от внешнего диаметра шестерни до базового торца, а также допуск Δ на угол α при вершине внешнего конуса конической шестерни назначается согласно рекомендаций работы [2]. При назначении допуска Δ на угол β дополнительного конуса, используются рекомендации приведенные в работе [2] Биение конусной поверхности заготовки колеса рассчитывается по следующей формуле: Fda = 0,6Fr (Fr, радиальное биение зубчатого венца колеса, назначаемое согласно ГОСТ 1785 – 81). Биение торца ступицы колеса, рассчитывается согласно рекомендаций работы [2] по следующей формуле:            Δ = 0,33dст/l f;
Где:
fa, предельное отклонение межосевого расстояния в передаче (нормируется ГОСТ 1785 – 81),
dст, диаметр ступицы колеса,
l, расстояние от вершины делительного конуса колеса до его базового торца.
Радиальное биение поверхности D, относительно оси центов А вала – шестерни, назначается по 8 – 9 классу точности ГОСТ 24643-81, и уточняется на основании расчета размерной цепи φ (см. Рис. 27), определяющей отклонение межосевого угла в передаче, предельная величина которого , нормируется ГОСТ1758-81.

        Для обеспечения работоспособности червяка выполненного заодно с ведущим валом червячной передачи необходимо выполнить следующие требования по его точности:
– посадка поверхностей червяка D1, D2, D3,D4,
– допуск на диаметр вершин витков червяка D5,
– допуск Δ на размер червяка C3,
– радиальное биение наружного диаметра червяка относительно посадочных мест под подшипники D1, D2
– радиальное биение посадочных мест червяка D1, D2, D3,D4, относительно оси центров А,
– торцевое биение заплечиков червяка относительно посадочных мест D1 и D2 под установку подшипников,
– погрешности формы посадочных мест червяка D1, D2, D3, D4.

Рис. 33. Требования по точности к ведущему валу червячной передачи совмещенному с червяком

Посадка поверхностей и погрешность формы D1, D2 под установку подшипников, назначаются согласно ГОСТ 3325-85 в зависимости от режима работы передачи и вида нагружения колец подшипников (см. Рис. 33). Посадка диаметра вала D3, под установку уплотнительной манжеты, устанавливается согласно ГОСТ 8752-79 по h10. Посадка вала D4, под установку шкива или полумуфты назначается с натягом (переходная или прессовая) по 6 – 9 квалитету. Радиальное биение поверхностей D1, D2 относительно оси центров А назначается по 8 – 9 классу точности ГОСТ 24643-81 и уточняется по результатам расчета размерной цепи ψ (см. Рис 28), определяющей отклонение межосевого угла в передаче fΣr , величина которого нормируется ГОСТ 3675 – 81. Радиальное биение поверхности D3, устанавливается на основании требований ГОСТ 8752-79. Радиальное биение поверхности D4 относительно оси центров А назначается по 9 классу точности ГОСТ 24643-81. Погрешность формы диаметров вала D3 и D4 устанавливается на основе рекомендаций работы [2]. Допуск на диаметр вершин витков червяка D5 назначается по h10-h11. Допуск Δ на размер вала C3 устанавливается на основе расчета соответствующей размерной цепи (см. работу [2]), определяющей количество прокладок, устанавливаемых под торцы крышек для регулировки зазора в подшипниках, при этом, величина допуска Δ, обычно соответствует 10 – 12 квалитету, исходя из сложившейся технологии изготовления червяка. Биение торцев червяка относительно посадочных мест подшипников D1 и D2, устанавливается, согласно требований ГОСТ 3325-85 на торцевое биение вала. Погрешность формы поверхностей D1, D2 под установку подшипников, назначаются согласно ГОСТ 3325-85, в зависимости от степени точности подшипников. Поскольку наружный диаметр червяка используется в качестве измерительной базы для контроля толщины витка, его допуск Tda1  рекомендуется назначать в зависимости от допуска на толщину витка червяка по хорде Ts, величина которого нормируется ГОСТ 3675-81 Tda1  = 0,7∙Ts. Величина радиального биения наружного диаметра заготовки червяка Fda1 относительно посадочных мест под подшипники D1, D2 назначается в зависимости от радиального биения витка червяка fr, нормируемого ГОСТ 3675-81 Fda1  = 0,6fr

Для обеспечения работоспособности коленчатого вала в составе кривошипно – шатунного механизма необходимо выполнить следующие требования по его точности:
– посадку на диаметры коленчатого вала D, D1, D2, D3, D4,
– допуски Δ на размеры Б8, L, A8,
– радиальное биение диаметров коленчатого вала D, D1, D3, D4,
– торцевое биение упорных заплечиков диаметров D, D1 коленчатого вала,
– торцевое биение упорных заплечиков диаметра D2 коленчатого вала,
– непаралельность мотылевой шейки D2 коленчатого вала относительно общей оси,
– погрешности формы поверхностей D, D1, D2, D3, D4

Рис 34 Требования по точности, предъявляемые к коленчатому валу

          На диаметры опорных и мотылевой шеек коленчатого вала D, D1, D2 устанавливаются посадки f7, на диаметр D3, под установку маховика посадка js6, на диаметр D4 под установку шестерни посадка k6 (см. Рис. 34). Допуск Δ на размер A8 предварительно устанавливается по h11 и уточняется по результатам расчета размерной цепи А (см. работу [2]). Допуск Δ на размер Б8 предварительно устанавливается по h11 и уточняется по результатам расчета соответствующей размерной цепи (см. работу [2]). Допуск Δ на размер L устанавливается по h11 Радиальное биение диаметров коленчатого вала D, D1 относительно оси А первоначально устанавливается по 6 степени точности ГОСТ 24643-81 и уточняется после расчета соответствующей размерной цепи (см. работу [2]). Радиальное биение диаметров коленчатого вала D3, D4 относительно оси А первоначально устанавливается по 9 степени точности ГОСТ 24643-81 и уточняется после расчета соответствующих размерных цепей, определяющих требования по точности к валу шкива (маховика) ременной передачи и валу зубчатого колеса. Торцевое биение упорных заплечиков диаметров D, D1 коленчатого вала и торцевое биение упорных заплечиков диаметра D2 коленчатого вала устанавливается по 7 – 8 степени точности ГОСТ 24643-81. Непаралельность мотылевой шейки D2 коленчатого вала относительно общей оси, назначается по 6 – 7 степени точности ГОСТ 24643-85 и уточняется по результатам расчета соответствующих размерных цепей (см. работу [2]). Погрешности формы поверхностей D, D2, D1, D3, D4 устанавливаются согласно рекомендаций приведенных в работе [2], если нет других нормативных документов, регламентирующих требования к опорным и мотылевой шейке коленчатого вала кривошипно – шатунного механизма.

Материалы и технология изготовления валов

         Для обеспечения своего функционального назначения, вал должен обладать определенной прочностью, жесткостью и точностью, для получения которых он должен изготавливаться из соответствующего материала, который, как правило, упрочняется путем термообработки, после чего вал изготавливается по технологии обеспечивающей выполнение требований по точности. Валы обычно изготавливаются из следующих марок сталей:
улучшаемые конструкционные стали типа: Сталь 35, 45, 45Г 50, 50Г по ГОСТ 1055 – 88, и легированные стали по ГОСТ4543 – 88 типа Сталь 40Х, 40ХН, 40ХНМА, 30ХГСА подвергаемые закалке и отпуску до твердости 46…51HRCэ.
цементуемые конструкционные стали типа Сталь10, 20 ГОСТ 1050 – 88 и легированные стали типа Сталь 15Х, 20Х по ГОСТ 4345 – 88, которые после цементации подвергаются закалке и отпуску до твердости 54…62HRCэ,
для валов совмещенных с зубчатым венцом или рейкой, а также со шлицевой поверхностью (см. Рис 3.1г, е, ж, з, и) используются цементуемые стали, такие как Сталь12 ХН3А, 18ХГТ, упрочняемые до твердости наружной поверхности 58…62HRCэ и стали типа Сталь 38ХМЮА, которые упрочняются азотированием до твердости наружной поверхности 850 – 1050Hv К этим сталям предъявляются требования по прочности, хорошей обрабатываемости, малой чувствительности к концентрации напряжений возникающих, прежде всего, после термической обработки, удовлетворительной износостойкости. В качестве заготовок валов в единичном производстве используется круглый прокат, полые валы могут изготавливаться из толстостенных труб, а при серийном и массовом производстве поковки и отливки.
Изготовление улучшаемых валов выполняется в следующей последовательности:
– обработка торцев заготовки вала и выполнение центровых отверстий,
– черновая токарная обработка вала,
– термическая обработка посадочных поверхностей вала (закалка и отпуск до твердости 46… 51HRCэ),
– чистовая токарная обработка вала, включая нарезание резьбы,
– шлифование посадочных поверхностей вала,
– фрезерование шпоночных пазов, нарезание шлицев и зубьев на валах – шестернях
Изготовление закаливаемых валов выполняется в следующей последовательности:
– обработка торцев заготовки вала и выполнение центровых отверстий,
– токарная обработка вала, включая нарезание резьбы,
– черновое шлифование посадочных поверхностей вала
– фрезерование шпоночных пазов,
– черновое фрезерование шлицев и нарезание зубьев
– термическая обработка посадочных поверхностей вала и зубьев для получения твердости оговоренной в чертеже вала,
– чистовое шлифование посадочных поверхностей вала,
– шлифование шлицев и зубьев.

ЛИТЕРАТУРА

Игнатьев Н. П. Учебное пособие в двух частях Основы проектирования, часть 1 Общая методика проектирования Азов 2011г.
Игнатьев Н. П. Справочно-методическое пособие Обеспечение точности при проектировании приводов и механизмов Азов 2012г.

 

Для приобретения полной версии статьи добавьте ее в корзину

Стоимость полной версии статьи 100 руб