- •1. Основные задачи и требования
- •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
- •3.2. Второй этап эскизной компоновки
- •3.2.1. Конструирование зубчатых, червячных колес
- •3.2.2. Установка колес на валах
- •3.2.3. Регулирование осевого положения колес
- •3.2.4. Конструирование опор валов
- •3.2.5. Конструирование валов
- •3.2.6. Конструирование корпуса
- •4. Оценка технического уровня
- •5. Оформление конструкторской
- •5.1. Пояснительная записка
- •5.2. Графическая часть проекта
- •6. Организация работы над проектом
- •Манжеты резиновые армированные для валов (гост 8752-79), мм
3.1.2. Расстояние между деталями передач
Чтобы 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, значенияаокругляются в большую сторону до целого числа. Для всех редукторовадолжно быть не менее 8 мм. Затем тонкой линией на расстоянииаочерчивается внутренний контур корпуса.
Расстояние b0между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов принимается
b0 ≥ 4a.(3.2)
Расстояние cмежду 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 расположены два подшипника (рис. 3.4, б). Поэтому расстояниеlsмежду 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 аиb0между деталями конического (рис. 3.5) и червячного (рис. 3.6) редукторов определяется по соотношениям (3.1) и (3.2). Причем, для конического редуктора расстояниеLопределяется по соотношению
L ≈ 1,5d2, (3.5)
где d2– внешний делительный диаметр колеса.
3.1.3. Предварительные размеры валов
Проектирование вала начинается с определения диаметра dступени выходного конца. Расчет выполняется на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.
Для быстроходного (входного)вала(рис. 3.7) диаметрdопределяется 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 рядаRa40 (приложение 1). Если быстроходный вал приводится во вращение валом электродвигателя через стандартную муфту, то диаметр dсогласуется с диаметром вала электродвигателя (приложение 2), т. е.
d = (0,8…1,0)dдв, (3.7)
где dдв– диаметр вала электродвигателя.
Диаметр dпступени 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 диаметреdп. После вычисления диаметрdбпокругляется в ближайшую сторону до стандартной величины.
Значения tиrпредставлены в табл. 3.1 в зависимости от диаметраdступени выходного конца.
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 |
Размеры быстроходного вала-шестерни (рис. 3.8) конического редуктора определяются по аналогичным соотношениям. Так, диаметр dрассчитывается по формуле (3.6). Для вычисления диаметраdпступени вала под подшипник необходимо предварительно произвести расчет диаметровd1иd2ступеней – под манжетное уплотнение (приложение 3) и гайку крепления подшипников (приложение 4) 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 размерамdбпи 0,5mteоформляется упорный бурт подшипника.
Из условия обеспечения необходимой жесткости узла следует выдерживать соотношения
dп ≥ 1,3а1, (3.13)
а2 ≈ 2…2,5а1. (3.14)
Если проектируется промежуточный вал (рис. 3.9), то, прежде всего, определяется диаметрdкступени для установки зубчатого колеса. Для вычисления используется формула
, (3.15)
где 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 dкпо формулам:
dп = dк – 3r;(3.16)
dбк = dк + 3f; (3.17)
dбп = dп + 3r ≤ dк. (3.18)
Значения rиfданы в табл. 3.1.
Для тихоходного (выходного)вала(рис. 3.10) диаметрdступени выходного конца определяется по формуле
, (3.19)
где 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 (приложения 6 и 7).
Диаметры остальных участков вала определяются в зависимости от диаметра dпо формулам:
dп = d + 2t;(3.20)
dбп = dп + 3r; (3.21)
dк ≥ dбп; (3.22)
dбк = dк + 3f. (3.23)
Значения t,rиfуказаны в табл. 3.1.