- •Кафедра прикладной механики
- •Основы конструирования деталей и сборочных единиц передач
- •Содержание
- •1. Основные задачи и требования
- •2. Обзор конструкций редукторов
- •3. Эскизная компоновка редуктора
- •4. Оценка технического уровня редуктора
- •5. Оформление конструкторской документации
- •6. Организация работы над проектом
- •Введение
- •Основные задачи и требования к проектированию механизмов
- •2. Обзор конструкций редукторов
- •2.1. Зубчатые редукторы
- •2.2. Червячные редукторы
- •3. Эскизная компоновка редуктора
- •3.1. Первый этап эскизной компоновки
- •3.1.1. Построение колес передачи
- •3.1.2. Расстояние между деталями передач
- •3.1.3. Предварительные размеры валов
- •3.1.4. Опоры валов
- •3.1.5. Примеры эскизной компоновки редукторов (первый этап)
- •3.2. Второй этап эскизной компоновки
- •3.2.1. Конструирование зубчатых, червячных колес и червяков
- •3.2.2. Установка колес на валах
- •3.2.3. Регулирование осевого положения колес
- •3.2.4. Конструирование опор валов
- •Размеры канавок для выхода шлифовального круга
- •3.2.5. Конструирование валов
- •Основные размеры конических концов валов с конусностью 1:10, мм
- •Основные размеры цилиндрических концов валов, мм
- •Основные размеры сечений призматических шпонок и пазов, мм (по гост 23360-78)
- •3.2.6. Конструирование корпуса
- •Болты с шестигранной уменьшенной головкой, мм (гост 7808-70)
- •Винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением «под ключ», мм (гост 11738-84)
- •4. Оценка технического уровня редуктора
- •5. Оформление конструкторской документации курсового проекта
- •5.1. Пояснительная записка
- •5.2. Графическая часть проекта
- •6. Организация работы над проектом
- •Приложения
- •Нормальные линейные размеры, мм
- •Электродвигатели серии 4а
- •Манжеты резиновые армированные для валов (гост 8752—79)
- •Гайки круглые шлицевые, мм
- •Шайбы стопорные многолапчатые, мм
- •Муфты упругие с торообразной оболочкой, мм
- •Муфта зубчатая, мм (гост 5006-83)
- •Подшипники шариковые радиальные однорядные, мм (гост 8338-75)
- •Подшипники роликовые радиальные
- •Подшипники шариковые радиально-упорные
- •Подшипники роликовые конические
- •Кольца пружинные упорные плоские наружные эксцентрические
- •Шайбы концевые (гост 14734-69), мм
- •Список литературы
3.1.2. Расстояние между деталями передач
Ч тобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляется зазор а (рис. 3.4), который определяется по формуле
, (3.1)
где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм. После вычисления, значения а округляются в большую сторону до целого числа. Для всех редукторов а должно быть не менее 8 мм. Затем тонкой линией на расстоянии а очерчивается внутренний контур корпуса.
Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов принимается
b0 ≥ 4a. (3.2)
Расстояние c между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме (рис. 3.4, а), определяется по соотношению
с = (0,3…0,5)а. (3.3)
В двухступенчатых соосных редукторах между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени р асположены два подшипника (рис. 3.4, б). Поэтому расстояние ls между торцами колес определяется по соотношению
ls = 3a + B1 + B2. (3.4)
В этом соотношении B1 и B2 – ширина подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.
Расстояние а и b0 между деталями конического (рис. 3.5) и червячного (рис. 3.6) редукторов определяются по соотношениям (3.1) и (3.2). Причем, для конического редуктора расстояние L определяется по соотношению
L ≈ 1,5d2, (3.5)
г де d2 – внешний делительный диаметр колеса.
3.1.3. Предварительные размеры валов
Проектирование вала начинается с определения диаметра d ступени выходного конца. Расчет выполняется на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.
Для быстроходного (входного) вала (рис. 3.7) диаметр d определяется по формуле
, (3.6)
где Тб – вращающий момент на быстроходном валу, Н∙мм; [τ] – допускаемое напряжение на кручение (рекомендуется принимать [τ] = 10 МПа). Полученный результат округляется до ближайшего значения из стандартного ряда Ra 40 (табл. П1). Если быстроходный вал приводится во вращение валом электродвигателя через стандартную муфту, то диаметр d согласуется с диаметром вала электродвигателя (табл. П2), т. е.
d = (0,8…1,0) dдв, (3.7)
где dдв – диаметр вала электродвигателя.
Диаметр dп ступени вала для установки подшипника определяется по зависимости
dп ≥ d + 2t, (3.8)
где t – высота бурта. Полученный результат округляется до ближайшего значения из следующего ряда чисел для подшипников качения: 17, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100.
Диаметр dбп упорного бурта подшипника рассчитывается по зависимости
dбп = dп + 3r, (3.9)
где r – величина радиуса фаски кольца подшипника, установленного на диаметре dп. После вычисления диаметр dбп округляется в ближайшую сторону до стандартной величины.
Значения t и r представлены в табл. 3.1 в зависимости от диаметра d ступени выходного конца.
Размеры быстроходного вала-шестерни (рис. 3.8) конического редуктора определяются по аналогичным соотношениям. Так, диаметр d рассчитывается по формуле (3.6). Для вычисления диаметр dп ступени вала под подшипник, необходимо предварительно произвести расчет диаметров d1 и d2 ступеней – под манжетное уплотнение (табл. П3) и гайку крепления подшипников (табл. П4) соответственно.
d1 = d + 2t, (3.10)
d2 = d1 + (2…4), (3.11)
dп ≥ d2. (3.12)
Диаметр dбп упорного бурта подшипника вычисляется по формуле (3.9). Далее по размерам dбп и 0,5mte оформляется упорный бурт подшипника.
Из условия обеспечения необходимой жесткости узла следует выдерживать соотношения
dп ≥ 1,3а1 (3.13)
а2 ≈ 2…2,5а1. (3.14)
Таблица 3.1
Размеры t буртов, r и f фасок, мм
d |
17 - 24 |
25 - 30 |
32 - 40 |
42 - 50 |
52 - 60 |
62 - 70 |
71 -85 |
t |
2,0 |
2,2 |
2,5 |
2,8 |
3,0 |
3,3 |
3,5 |
r |
1,6 |
2,0 |
2,5 |
3,0 |
3,0 |
3,5 |
3,5 |
f |
1,0 |
1,0 |
1,2 |
1,6 |
2,0 |
2,0 |
2,5 |
Если проектируется промежуточный вал (рис. 3.9), то, прежде всего, определяется диаметр dк ступени для установки зубчатого колеса. Для вычисления используется формула
, (3.15)
г де Тпр – вращающий момент на промежуточном валу, Н∙мм; [τ] – допускаемое напряжение на кручение (рекомендуется принимать [τ] = 15 МПа). Полученный результат округляется до стандартного ближайшего значения.
Диаметры остальных участков вала определяются в зависимости от диаметра dк по формулам:
dп = dк – 3r; (3.16)
dбк = dк + 3f; (3.17)
dбп = dп + 3r ≤ dк. (3.18)
Значения r и f даны в табл. 3.1.
Для тихоходного (выходного) вала (рис. 3.10) диаметр d ступени выходного конца определяется по формуле
, (3.19)
г де Тт – вращающий момент на тихоходном валу, Н∙мм; ; [τ] – допускаемое напряжение на кручение (рекомендуется принимать [τ] = 20 МПа). Полученный результат округляется до стандартного ближайшего значения и обязательно согласуется с диаметром посадочного отверстия соединительной полумуфты (табл. П6, П7).
Диаметры остальных участков вала определяются в зависимости от диаметра d по формулам:
dп = d + 2t; (3.20)
dбп = dп + 3r; (3.21)
dк ≥ dбп; (3.22)
dбк = dк + 3f. (3.23)
Значения t, r и f указаны в табл. 3.1.