Проектирование привода с одноступенчатым редуктором

rezba.doc

Резьба – поверхность образованная при винтовом движении плоского контура по цилиндрической или конической поверхности.
1. Основы образования резьбы
В основе образования резьбы лежит принцип получения винтовой линии. Винтовая линия – это пространственная кривая которая может быть образована точкой совершающей движение по образующей какой-либо поверхности вращения при этом сама образующая совершает вращательное движение вокруг оси.
Если в качестве поверхности принять цилиндр то полученная на его поверхности траектория движения точки называется цилиндрической винтовой линией. Ес-
ли движение точки по образующей и вращение образующей вокруг оси равномерны то винтовая цилиндрическая линия является линией постоянного шага. На развертке боковой поверхности цилиндра (рис.1.1.1) такая винтовая линия преобразуется в прямую линию.
Если на поверхности цилиндра или конуса прорезать канавку по винтовой линии то режущая кромка резца образует винтовую поверхность характер которой зависит от формы режущей кромки. Образование винтового выступа можно представить как движение треугольника трапеции квадрата по поверхности цилиндра или конуса так чтобы все точки фигуры перемещались по винтовой линии (рис.1.1.2). В случае если подъем винтового выступа на видимой (передней) стороне идет слева направо резьба называется правой если подъем винтового выступа идет справа налево – левой. Если по поверхности перемещаются одновременно два три и более плоских профиля равномерно расположенные по окружности относительно друг друга то образуются двух- и трехзаходные винты.
В качестве примера образования одно- двух- и трехзаходной резьбы можно рассмотреть процесс навивки на цилиндрическую поверхность проволоки треугольного сечения (витки плотно прилегают друг к другу) . Для однозаходной резьбы (рис.1.1.3а) величина хода винта Рh равна шагу Р. Для двух- (рис.1.1.3б) и трехзаходных (рис.1.1.3в) винтов когда осуществляется одновременная навивка соответственно двух и трех проволок указанного сечения величина хода соответственно равняется 2Р – для двухзаходного винта и ЗР – для трехзаходного.
Приведенные положения с некоторыми изменениями и уточнениями могут быть отнесены и к конической поверхности.
2. Классификация резьбы
(некоторые параметры)
Условное изображение резьбы
Примеры обозначения резьбового соединения
Метрическая коническая
Трубная цилиндрическая
Продолжение таблицы 1.2.1
2.1. Метрическая резьба
Метрическая резьба (см. табл.1.2.1) является основным типом крепежной резьбы. Профиль резьбы установлен ГОСТ 9150–81 и представляет собой равносторонний треугольник с углом профиля α = 60°. Профиль резьбы на стержне отличается от профиля резьбы в отверстии величиной притупления его вершин и впадин. Основными параметрами метрической резьбы являются: номинальный диаметр – d(D) и шаг резьбы – Р устанавливаемые ГОСТ 8724–81.
По ГОСТ 8724–81 каждому номинальному размеру резьбы с крупным шагом соответствует несколько мелких шагов. Резьбы с мелким шагом применяются в тонкостенных соединениях для увеличения их герметичности для осуществления регулировки в приборах точной механики и оптики с целью увеличения сопротивляемости деталей самоотвинчиванию. В случае если диаметры и шаги резьб не могут удовлетворить функциональным и конструктивным требованиям введен СТ СЭВ 183–75 «Резьба метрическая для приборостроения». Если одному диаметру соответствует несколько значений шагов то в первую очередь применяются большие шаги. Диаметры и шаги резьб указанные в скобках по возможности не применяются.
В случае применения конической метрической (см. табл.1.2.1) резьбы с конусностью 1:16 профиль резьбы диаметры шаги и основные размеры установлены ГОСТ 25229–82. При соединении наружной конической резьбы с внутренней цилиндрической по ГОСТ 9150–81 должно обеспечиваться ввинчивание наружной конической резьбы на глубину не менее 08.
2.2. Дюймовая резьба
В настоящее время не существует стандарт регламентирующий основные размеры дюймовой резьбы. Ранее существовавший ОСТ НКТП 1260 отменен и применение дюймовой резьбы в новых разработках не допускается.
Дюймовая резьба применяется при ремонте оборудования поскольку в эксплуатации находятся детали с дюймовой резьбой. Основные параметры дюймовой резьбы: наружный диаметр выраженный в дюймах и число шагов на дюйм длины нарезанной части детали.
2.3. Трубная цилиндрическая резьба
В соответствии с ГОСТ 6367–81 трубная цилиндрическая резьба имеет профиль дюймовой резьбы т. е. равнобедренный треугольник с углом при вершине равным 55° (см. табл.1.2.1).
Резьба стандартизована для диаметров от " до 6" при числе шагов z от 28 до 11. Номинальный размер резьбы условно отнесен к внутреннему диаметру трубы (к величине условного прохода). Так резьба с номинальным диаметром 1 мм имеет диаметр условного прохода 25 мм а наружный диаметр 33249 мм.
Трубную резьбу применяют для соединения труб а также тонкостенных деталей цилиндрической формы. Такого рода профиль (55°) рекомендуют при повышенных требованиях к плотности (непроницаемости) трубных соединений. Применяют трубную резьбу при соединении цилиндрической резьбы муфты с конической резьбой труб так как в этом случае отпадает необходимость в различных уплотнениях.
2.4. Трубная коническая резьба
Параметры и размеры трубной конической резьбы определены ГОСТ 6211–81 в соответствии с которым профиль резьбы соответствует профилю дюймовой резьбы (см. табл.1.2.1). Резьба стандартизована для диаметров от 116" до 6" (в основной плоскости размеры резьбы соответствуют размерам трубной цилиндрической резьбы).
Нарезаются резьбы на конусе с углом конусности j2 = 1°47'24" (как и для метрической конической резьбы) что соответствует конусности 1:16.
Применяется резьба для резьбовых соединений топливных масляных водяных и воздушных трубопроводов машин и станков.
2.5. Трапецеидальная резьба
Трапецеидальная резьба имеет форму равнобокой трапеции с углом между боковыми сторонами равным 30° (см. табл.1.2.1). Основные размеры диаметров и шагов трапецеидальной однозаходной резьбы для диаметров от 10 до 640 мм устанавливают ГОСТ 9481–81. Трапецеидальная резьба применяется для преобразования вращательного движения в поступательное при значительных нагрузках и может быть одно- и многозаходной (ГОСТ 24738–81 и 24739–81) а также правой и левой.
Упорная резьба стандартизованная ГОСТ 24737–81 имеет профиль неравнобокой трапеции одна из сторон которой наклонена к вертикали под углом 3° т. е. рабочая сторона профиля а другая – под углом 30° (см. табл.1.2.1). Форма профиля и значение диаметров шагов для упорной однозаходной резьбы устанавливает ГОСТ 10177–82. Резьба стандартизована для диаметром от 10 до 600 мм с шагом от 2 до 24 мм и применяется при больших односторонних усилиях действующих в осевом направлении.
Круглая резьба стандартизована. Профиль круглой резьбы образован дугами связанными между собой участками прямой линии. Угол между сторонами профиля α = 30° (см. табл.1.2.1). Резьба применяется ограниченно: для водопроводной арматуры в отдельных случаях для крюков подъемных кранов а также в условиях воздействия агрессивной среды.
2.8. Прямоугольная резьба
Прямоугольная резьба (см. табл.1.2.1) не стандартизована так как наряду с преимуществами заключающимися в более высоком коэффициенте полезного действия чем у трапецеидальной резьбы она менее прочна и сложнее в производстве. Применяется при изготовлении винтов домкратов и ходовых винтов.
3. Условное изображение резьбы. ГОСТ 2.311–68
Построение винтовой поверхности на чертеже – длительный и сложный процесс поэтому на чертежах изделий резьба изображается условно в соответствии с ГОСТ 2.311–68. Винтовую линию заменяют двумя линиями – сплошной основной и сплошной тонкой.
Резьбы подразделяются по расположению на поверхности детали на наружную и внутреннюю.
3.1. Условное изображение резьбы на стержне
Наружная резьба на стержне (рис.1.3.1.1) изображается сплошными основными линиями по наружному диаметру и сплошными тонкими – по внутреннему диаметру а на изображениях полученных проецированием на плоскость перпендикулярную оси стержня тонкую линию проводят на 34 окружности причем эта линия может быть разомкнута в любом месте (не допускается начинать сплошную тонкую линию и заканчивать ее на осевой линии). Расстояние между тонкой линией и сплошной основной не должно быть меньше 08 мм и больше шага резьбы а фаска на этом виде не изображается. Границу резьбы наносят в конце полного профиля резьбы (до начала сбега) сплошной основной линией если она видна. Сбег резьбы при необходимости изображают сплошной тонкой линией.
Из технологических соображений на части детали (стержня) может быть осуществлен недовод резьбы. Суммарно недовод резьбы и сбег представляют собой недорез резьбы (ГОСТ 10548–80). Размер длины резьбы указывается как правило без сбега.
3.2. Условное изображение резьбы в отверстии
Внутренняя резьба – изображается сплошной основной линией по внутреннему диаметру и сплошной тонкой – по наружному. Если при изображении глухого отверстия конец резьбы располагается близко к его дну то допускается изображать резьбу до конца отверстия. Резьбу с нестандартным профилем следует изображать.
3.3. Условное изображение резьбы в сборе
На разрезах резьбового соединения в изображении на плоскости параллельной его оси в отверстии показывают только ту часть резьбы которая не закрыта резьбой стержня.
Штриховку в разрезах и сечениях проводят до сплошной основной линии т.е. до наружного диаметра наружной резьбы и внутреннего диаметра внутренней.
4. Условное изображение резьб
Условное обозначение типа резьбы
Размеры указываемые на чертеже
Обозначение резьбы на чертежах
на изображениях в плоскости параллельной оси резьбы
на изображениях в плоскости перпендикулярной оси резьбы
Метрическая с крупным шагом ГОСТ 9150-81
Метрическая с мелким шагом ГОСТ 9150-81
Наружный диаметр и шаг резьбы (мм)
Трапецеидальная однозаходная ГОСТ 9484-81 (СТ СЭВ 146-78)
Трубная цилиндрическая ГОСТ 6357-81 (СТ СЭВ 1157-78)
Условное обозначение в дюймах
Коническая дюймовая ГОСТ 6111-52
Трубная коническая ГОСТ 6211–81 (СТ СЭВ 1159–78): наружная и внутренняя
Для обозначения резьб пользуются стандартами на отдельные типы резьб. Для всех резьб кроме конических и трубной цилиндрической обозначения относятся к наружному диаметру и проставляются над размерной линией на ее продолжении или на полке линии-выноски. Обозначения конических резьб и трубной цилиндрической наносят только на полке линии-выноски.
Резьбу на чертеже условно обозначают в соответствии со стандартами на изображение диаметры шаги и т. д.
Метрическая резьба обозначается в соответствии с ГОСТ 9150–81.
Метрическая резьба подразделяется на резьбу с крупным шагом обозначаемой буквой М с указанием номинального диаметра цилиндрической поверхности на которой резьба выполнена например М12 и резьбу с мелким шагом обозначаемой указанием номинального диаметра шага резьбы и поля допуска например М242–6g или М121–6Н.
При обозначении левой резьбы после условного обозначения ставят LH.
Многозаходные резьбы обозначаются например трех-заходная М24З(P1)LH где М – тип резьбы 24 – номинальный диаметр 3 – ход резьбы P1 – шаг резьбы. Приведенные обозначения левой и многозаходной резьб могут быть отнесены ко всем метрическим резьбам.
Метрическая коническая резьба обозначается в соответствии с ГОСТ 25229–82. В обозначение резьбы включаются буквы МК. Применяются соединения внутренней цилиндрической резьбы с резьбой наружной конической. Размеры элементов профиля конической и цилиндрической резьб принимаются по ГОСТ 9150–81. Соединение такого типа должно обеспечивать ввинчивание конической резьбы на глубину не менее 08l (где l – длина резьбы без сбега). Обозначение внутренней цилиндрической резьбы состоит из номинального диаметра шага и номера стандарта (например: М2015 ГОСТ 25229–82).
Соединение внутренней цилиндрической резьбы с наружной конической (рис.1.4.1) обозначается дробью ММК номинальным диаметром шагом и номером стандарта: ММК 2015LH ГОСТ 25229–82. При отсутствии особых требований к плотности соединений такого рода или при применении уплотнений для достижения герметичности таких соединений номер стандарта в обозначении соединений опускается например: ММК 2015 LH.
Поле допуска среднего диаметра внутренней цилиндрической резьбы должно соответствовать 6Н по ГОСТ 16093–81 а предельное отклонение внутреннего диаметра и среза впадин внутренней цилиндрической резьбы принимается в пределах: верхнее предельное отклонение (+012) -г- (+015) а нижнее предельное отклонение равняется 0.
Трубная цилиндрическая резьба. Условное обозначение резьбы состоит из буквы G обозначения размера резьбы класса точности среднего диаметра (А или В). Для левой резьбы применяется условное обозначение LH. Например G112LH–В–40 длина свинчивания указываемая при необходимости.
Соединение внутренней трубной цилиндрической резьбы класса точности А с наружной трубной конической резьбой по ГОСТ 6211–81 обозначается следующим образом: например GRp–112–А.
При обозначении посадок в числителе указывается класс точности внутренней резьбы а в знаменателе — наружной. Например: G 112–АВ.
Трубная коническая резьба. В обозначение резьбы входят буквы: R – для конической наружной резьбы Rc – для конической внутренней резьбы Rp – для цилиндрической внутренней резьбы и обозначение размера резьбы. Для левой резьбы добавляются буквы LH. Условный размер резьбы а также ее диаметры измеренные в основной плоскости соответствуют параметрам трубной цилиндрической резьбы имеющей тот же условный размер. Поэтому детали с трубной конической резьбой достаточно часто применяются в соединениях с деталями с трубной цилиндрической резьбой что обеспечивает достаточно высокую герметичность соединений. Резьбовые соединения обозначаются в виде дроби в числителе которой указывается буквенное обозначение внутренней резьбы а в знаменателе – наружной. Пример обозначения:
— внутренняя трубная цилиндрическая резьба класса точности А по ГОСТ 6357–81.
Трапецеидальная резьба. Условное обозначение трапецеидальной резьбы состоит из букв Тr номинального диаметра хода Рn и шага Р. Например: Tr204LH–8H где LH – обозначение левой резьбы 8Н – основное отклонение резьбы.
При необходимости вслед за основным отклонением резьбы указывается длина свинчивания L (в мм). Например: Тг406–8g–85; 85 – длина свинчивания.
Резьба упорная. Обозначение резьбы состоит из буквы S номинального диаметра шага и основного отклонения S8010–8Н.
Для левой резьбы после условного обозначения резьбы указывают буквы LH.
Для многозаходной резьбы вводят дополнительно значение хода совместно с буквой Р и значение шага. Так двухзаходная резьба с шагом 10 мм обозначается S802(P10).
Прямоугольная резьба не стандартизована. При изображении прямоугольной резьбы рекомендуется вычерчивать местный разрез на котором проставляют необходимые размеры.
Специальные резьбы. Если резьба имеет стандартный профиль но отличается от соответствующей стандартной резьбы диаметром или шагом то резьба называется специальной. В этом случае к обозначению резьбы добавляется надпись Сп а в обозначении резьбы указываются размеры наружного диаметра и шага резьбы например: Сп.М191Д Резьба с нестандартным профилем изображается так как это представлено в п.9 табл.1 с нанесением размеров необходимых для изготовления резьбы.
5. Технологические элементы резьбы
Резьбы метрическая одноходовая трапецеидальная трубная цилиндрическая трубная коническая коническая дюймовая с углом профиля 60° имеют технологические элементы связанные с выходом резьбы к которым относятся: сбег недорез проточка и фаска.
5.1. Фаски резьбовые. ГОСТ 10549–80
Фаски на стержнях и в отверстиях с резьбой (кроме метрической резьбы) имеют форму усеченного конуса с углом при вершине 90° и высотой Z. Фаски на метрической наружной резьбе имеют угол при вершине конуса 90° и заданный диаметр меньшего основания конуса. Фаски на метрической внутренней резьбе имеют угол при вершине конуса 120° и заданный диаметр большего основания усеченного конуса. Фаски изображают только на проекции параллельной оси резьбы или в сечении плоскостью проходящей через ось резьбы. На проекции на плоскость перпендикулярную к оси резьбы фаску не показывают.
Форму и размеры фасок для наружной метрической резьбы крепежных изделий устанавливает ГОСТ 12414–66 (СТ СЭВ 215–82). Определяющим размером служит наружный диаметр резьбы d. Форму и размеры фасок для внутренней метрической резьбы устанавливает ГОСТ 10549–80. Определяющим размером служит наружный диаметр резьбы D.
Форму и размеры фасок для трапецеидальной резьбы устанавливает ГОСТ 10549–80. Определяющим размером служит шаг резьбы Р.
Форму и размеры фасок для трубной конической резьбы и конической дюймовой резьбы устанавливает ГОСТ 10549–80. Определяющим параметром служит число шагов резьбы на длине 254 мм. Форму и размеры фасок для трубной цилиндрической резьбы устанавливает ГОСТ 10549–80. Определяющим параметром служит число шагов резьбы на длине 254 мм.
5.2. Проточки резьбовые. ГОСТ 10549–80
Проточку (рис.1.5.2.1) делают у конца резьбы для выхода инструмента и получения резьбы полного профиля на всей длине стержня или отверстия. На чертежах детали проточку изображают упрощенно и дополняют чертеж выносным элементом в увеличенном масштабе.
Форму и размеры проточек наружной резьбы (при выполнении резьбы нарезанием) устанавливает ГОСТ 10549–80 (СТ СЭВ 214–75). Определяющим размером служит шаг резьбы Р.
Форму и размеры проточек для внутренней метрической резьбы устанавливает ГОСТ 10549–80. Определяющим размером служит шаг резьбы Р.
Форму и размеры проточек для трапецеидальной резьбы устанавливает ГОСТ 10549–80. Определяющим размером служит шаг резьбы Р.
Форму и размеры проточек для трубной конической резьбы и конической дюймовой резьбы устанавливает ГОСТ 10549–80. Определяющим параметром служит число шагов резьбы на длине 254 мм.
Форму и размеры проточек для трубной цилиндрической резьбы устанавливает ГОСТ 10549–80. Определяющим параметром служит число шагов резьбы на длине 254 мм.
Резьбовые соединения
Детали машин и приборов соединяют крепежными деталями (рис.2.1). Кроме того того применяются резьбовые соединения деталей на одной из которых нарезана наружная резьба а на другой – внутренняя. Такие соединения называемые разъемными можно разобрать без повреждения деталей. Чертежи разъемных соединений выполняют с применением рекомендуемых стандартами упрощений и условностей.
1. Резьбовое соединение нестандартными деталями
Помимо резьбовых соединений осуществляемых при помощи стандартных крепежных деталей находят широкое применение резьбовые соединения в которых резьба выполняется непосредственно на деталях входящих в соединение.
На рис.2.1.1 представлено соединение трубы 1 со штуцером 2 осуществляемые при помощи накидной гайки 3 и втулки 4 прижимающей коническую развальцованную часть трубы к штуцеру.
2. Соединение болтом упрощенное. ГОСТ 2.315–68
При изображении болтовых соединений размеры болта гайки и шайбы берутся по соответствующим ГОСТам. На учебных сборочных чертежах с целью экономии времени болт гайку и шайбу рекомендуется вычерчивать не по всем размерам взятым из ГОСТа а только по его диаметру и длине стержня. Остальные размеры обычно определяются по условным соотношениям элементов болта и гайки в зависимости от диаметра резьбы.
ГОСТ 2.315-68 предусматривает упрощенные и условные изображения крепежных деталей на сборочных чертежах.
При упрощенных изображениях (рис.2.2.1) резьба показывается по всей длине стержня крепежной резьбовой детали. Фаски скругления а также зазоры между стержнем детали и отверстием не изображаются. На видах полученных проецированием на плоскость перпендикулярную оси резьбы резьба на стержне изображается одной окружностью соответствующей наружному диаметру резьбы. На этих же видах не изображаются шайбы примененные в соединении.
3. Соединение шпилькой упрощенное.
При вычерчивании на сборочных чертежах шпилечного соединения рекомендуется как при болтовом соединении пользоваться условными соотношениями между диаметром резьбы d и размерами элементов гайки и шайбы.
Длину l1 ввинчиваемого (посадочного) конца шпильки выбирают в зависимости от материала детали.
4. Соединение винтом упрощенное. ГОСТ 2.315–68
В винтовом соединении (рис.2.4.1) как и в шпилечном резьбовая часть винта ввинчивается в резьбовое отверстие детали. Граница резьбы винта должна быть несколько выше линии разъема деталей. Верхние детали в отверстиях резьбы не имеют. Между этими отверстиями и винтами должны быть зазоры.
ЕСКД. ГОСТ 2.311–68 ГОСТ 2.315–68.
Боголюбов С.К. Воинов А.В. Черчение. М. 1983.
Мерзон Э.Д. и др. Машиностроительное черчение. М. Высшая школа. 1987.
Федоренко В.А. Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. Л. 1982.
Вяткин Г.П. и др. Машиностроительное черчение. М. Машиностроение. 1985.
1.Основы образования резьбы 2
2.Классификация резьбы 5
2.1.Метрическая резьба 6
2.2.Дюймовая резьба 7
2.3.Трубная цилиндрическая резьба 7
2.4.Трубная коническая резьба 8
2.5.Трапецеидальная резьба 8
2.6.Упорная резьба 9
2.7.Круглая резьба 9
2.8.Прямоугольная резьба 9
3.Условное изображение резьбы. ГОСТ 2.311–68 9
3.1.Условное изображение резьбы на стержне 10
3.2.Условное изображение резьбы в отверстии 11
3.3.Условное изображение резьбы в сборе 11
4.Условное изображение резьб 12
5.Технологические элементы резьбы 16
5.1.Фаски резьбовые. ГОСТ 10549–80 17
5.2.Проточки резьбовые. ГОСТ 10549–80 18
Резьбовые соединения 19
1.Резьбовые соединения нестандартными деталями 19
2.Соединение болтом упрощенное. ГОСТ 2.315–68 20
3.Соединение шпилькой упрощенное.
4.Соединение винтом упрощенное. ГОСТ 2.315–68 21

Лаба Проверка работоспособности зубчатого цилиндрического редуктора.DOC

Министерство образования Российской Федерации
УФИМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АВИАЦИОННЫЙ
ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
ПРОВЕРКА РАБОТОСПОСОБНОСТИ
ЗУБЧАТОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА
МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
к лабораторной работе по дисциплине
«Детали машин и основы конструирования»
Кафедра основ конструирования механизмов и машин
Составители: В.А. Беляев В.Н. Рубцов
Проверка работоспособности зубчатого цилиндрического редуктора: Методические указания к лабораторной работе по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» Уфимск. гос. техн. ун-т; Сост. В.А. Беляев В.Н. Рубцов. – Уфа 2004. – 28 с.
Приведены краткие сведения по оценке работоспособности редуктора описание и порядок выполнения лабораторной работы. Главное внимание уделено оценке работоспособности зубчатых передач редуктора.
Предназначены для студентов 3 курса факультета авиационно-технологических систем при подготовке дипломированного специалиста по направлению 651400 – Машиностроительные технологии и оборудование (специальности 120300 120400 120500 120700 072100) и направлению 657800 – Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств (специальность 120100).
Табл. 16. Ил. 9. Библиогр.: 2 назв.
Рецензенты: Бычков В.М.
© Уфимский государственный
авиационный технический университет 2004
Конструкция редуктора .
Проверка работоспособности зубчатой передачи
2.Определение вращающих моментов и частот вращения
зубчатых колес .. ..
3. Определение расчетного контактного напряжения ..
4. Определение допускаемого контактного напряжения
5. Определение расчетных напряжений изгиба зубьев .
6. Определение допускаемых напряжений изгиба зубьев ..
Контрольные вопросы .. ..
Требования к отчету .. .
Список литературы ..
Ознакомление с конструкцией редуктора и методикой выполнения проверочного расчета зубчатых цилиндрических передач;
Оценка работоспособности зубчатых передач редуктора при заданном режиме нагружения.
КОНСТРУКЦИЯ РЕДУКТОРА
Редуктор – механизм служащий для понижения угловой скорости и соответственно для повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса в котором размещаются элементы передачи – зубчатые (червячные) колеса валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения. Для удобства сборки корпус редуктора выполняют разъемным. Обычно плоскость разъема проходит через оси валов. Нижнюю часть называют корпусом (основанием) верхнюю – крышкой. Корпус редуктора состоит из стенок бобышек фланцев ребер и других элементов соединенных в единое целое.
Крышку фиксируют относительно корпуса штифами и соединяют винтами одного типа и диаметра. Штифты предотвращают взаимное смещение корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники обеспечивая их точное расположение при повторных сборках.
В редукторах широко применяют картерную систему смазки. Для этого в редуктор заливают через верхний люк масло так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло разбрызгивая его внутри корпуса. При этом образуется взвесь частиц масла в воздухе которая смазывает детали внутри редуктора. При длительной работе редуктора внутри корпуса повышается давление что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость редуктора сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках. Для замены масла в нижней части корпуса предусматривают сливное отверстие закрываемое цилиндрической или конической пробкой. Контроль уровня масла находящегося в корпусе редуктора производят с помощью маслоуказателей различных конструкций.
Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги в редукторах применяют щелевые или манжетные уплотнения.
В соответствии с требованиями технической эстетики корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхностями и они имеют строгие геометрические формы. Бобышки подшипниковых гнезд и ребра жесткости устранены с наружных поверхностей и их располагают внутрь от стенки корпуса. Фундаментные болты устанавливают в нишах корпуса так чтобы лапы не выступали за его габариты. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняют фланцы. На коротких боковых сторонах фланцы располагают внутрь от стенки. На продольных длинных сторонах фланцы корпуса расположены внутрь от стенки а фланцы крышки – наружу. Чтобы скрыть несовпадение крышки и корпуса из-за погрешностей литья крышку изготавливают с некоторым напуском. Верхнюю поверхность крышки служащую технологической базой для обработки плоскости разъема и саму плоскость разъема выполняют параллельными плоскости основания корпуса редуктора. Винты крепления крышки корпуса располагают преимущественно по продольным длинным сторонам. При необходимости установки стяжных винтов на коротких боковых сторонах корпуса их размещают в специально выполненных нишах.
Для подъема и транспортировки крышки и собранного редуктора чаще всего применяют проушины отливаемые заодно с крышкой.
Работоспособность редуктора - это такое его состояние при котором он способен выполнять заданные функции с параметрами установленными требованиями технической документации. Работоспособность редуктора при конструировании обеспечивается расчетом зубчатых передач валов подбором подшипников и других элементов по соответствующим критериям выбором материалов термической или химико-термической обработкой и т. д. Работоспособность зубчатых передач редуктора определяется прочностью активных поверхностей зубьев и прочностью зубьев при изгибе.
На рис.1 а показано напряженное состояние зубьев в зубчатом зацеплении а на рис.1 б – зуба при нагружении нормальной единичной силой Fn. В точках контакта зубьев по линии зацепления возникают контактные напряжения а на ножках зубьев – напряжения изгиба . В результате действия контактных напряжений на активной поверхности зубьев (рис.1 в) возникает усталостное выкрашивание а от напряжений изгиба – поломка зубьев (рис.1 г).
Контактная прочность активных поверхностей зубьев обеспечивает требуемую безопасность против усталостного выкрашивания появления остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя.
Прочность зубьев при изгибе - способность зубьев обеспечить требуемую безопасность против усталостного или хрупкого излома а также от остаточной деформации. Опасная точка располагается на переходной кривой где растягивающие контурные напряжения достигают максимума.
Нагрузка которую зубчатая передача может безотказно передавать (быть работоспособной) в течение заданного срока службы при заданных режимах нагружения и условиях эксплуатации называется нагрузочной способностью передачи. Различают расчет при номинальной нагрузке и при кратковременной перегрузке. Нагрузочная способность обеспечивается при соблюдении всех условий по табл.1.
Контактное в передаче
ПРОВЕРКА РАБОТОСПОСОБНОСТИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Данные по нагрузке режиму работы проверяемой зубчатой передачи принять из табл. 2 или по диаграмме на рис.2 по указанию преподавателя.
Здесь - коэффициент суточной загруженности; - коэффициент годовой загруженности; ПВ% - продолжительность включения в час. Ресурс (суммарный срок службы в часах) передачи
Типовые режимы диаграммы
II - средний равновероятный;
III - средний нормальный;
Режим нагружения может задаваться в виде ступенчатого графика как показано на рис 2. В отчете должна быть изображена принятая диаграмма нагружения. В дальнейшем на ней наносится эквивалентный режим нагружения для контактных напряжений.
При определении допускаемых напряжений используются эквивалентные числа циклов нагружений и . При стандартных режимах работы и где - суммарное число циклов нагружения за расчетный срок службы передачи (см. табл. 12). Если задан ступенчатый график нагрузки то эквивалентные числа циклов
В лабораторной работе можно принять показатель степени m = 6.
Расчеты начинаются с определения расчетнойнагрузки. На прочность передач влияют многие факторы. Считается что большинство их действуют независимо друг от друга поэтому их влияние учитывается отдельными коэффициентами.
Коэффициенты относящиеся к нагрузке обозначаются буквой К причем при расчете на контактную прочность добавляется индекс Н а на изгибную - F. Каждый из этих коэффициентов представляет собой произведение двух. Первый учитывает концентрацию нагрузки вдоль контактной линии второй - - внутреннюю динамическую нагрузку в зацеплении связанную с неточностями изготовления.
Специфические коэффициенты при расчете на изгиб обозначаются Y (с соответствующим индексом) а при расчете на контактную прочность - Z. В курсах "Детали машин" или "Детали машин и основы конструирования" расчеты по сравнению с ГОСТ 21354-87 несколько упрощены. Они рассчитаны на передачи средней точности. Это позволяет быстро и с необходимой достоверностью производить инженерные расчеты [1]. В особых случаях следует использовать указанный стандарт [2].
Для выполнения прочностных расчетов передач необходимо знание их геометрических параметров. Для двухступенчатого редуктора предложенного преподавателем следует составить кинематическую схему произвести замеры параметров колес и корпуса. Материал колес принять по табл.3. Геометрические параметры передач заносятся в табл. 4.
Наименование параметров
Число зубьев шестерни zш
Число зубьев колеса zк
Передаточное число ступени
Межосевое расстояние мм
измерить и округлить
Нормальный модуль мм
Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре град. мин.
Начальный диаметр шестерни мм
Начальный диаметр колеса мм
Диаметр окружности вершин шестерни мм
Диаметр окружности вершин
daк = dк +2(+xк )mn
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни мм
dfш = dш -2(+ c*-xш )mn
Диаметр окружности впадин зубьев колеса мм
dfк = dк -2(+ c*-xк )mn
В расчетах принять что передачи выполнены по восьмой степени точности с видом сопряжения 8-В. Следовательно колеса имеют 8-ю степень по нормам кинематической точности плавности работы и нормы пятна контакта зубьев.
2. Определение вращающих моментов и частот
вращения зубчатых колес
Вращающие моменты и частоты вращения определяются в последовательности задаваемой табл.5 и 6.
На валу электродвигателя
На конце быстроходного вала
На шестерне быстроходного вала
На колесе промежуточного вала
На шестерне промежуточного вала
На колесе тихоходного вала
На конце тихоходного вала
В расчетах принять: = 098 – к.п.д муфты; = 099 – к.п.д подшипников; = 097 – к.п.д зубчатого зацепления
Частоты вращения обмин.
Расчетная зависимость
3. Определение расчетного контактного напряжения
Для определения коэффициентов концентрации нагрузки зубчатой передачи необходимо знать расположение зубчатых колес относительно опор. Типовые случаи представлены на рис.3.
Коэффициенты и концентрации нагрузки в зубчатом зацеплении определяются по графикам на рис.4 при .
Коэффициенты и динамической нагрузки для 8-й степени точности находятся по табл.7 при мс.
Окружная скорость V мс
Примечание: Верхние числа - прямозубые нижние – косозубые колеса.
Косозубые передачи имеют преимущество перед прямозубыми в частности в том что в зацеплении постоянно участвуют не менее двух пар зубьев (рис.5).
Эти контактные линии представляют собой прямые наклонно расположенные на криволинейной поверхности зуба. Однако нагрузка между ними распределяется неравномерно что учитывается при расчете на контактную и изгибную прочность коэффициентами и соответственно. Выбор значений производится по табл.8.
Контактные напряжения в косозубой цилиндрической передаче определяют по формуле
Коэффициент учитывающий особенности расчета косозубой передачи на контактную прочность рассчитывается по табл. 9 по формуле
Зависимость или источник
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Из табл. 8 с учетом заданной степени точности и V - окружной скорости передачи
Угол наклона зу-бьев на делительном цилиндре
Коэффициент торцового перекрытия
Коэффициент нагрузки при расчете на контактную прочность рассчитывается по табл.10.
Коэффициент концентрации нагрузки
по длине контактных линий
) расположения зубчатой передачи относительно опор (см.рис.3);
) от твердости зубьев
Окончание таблицы 10
) V - окружной скорости передачи;
) твердости поверхностей зубьев передачи (см. табл.7).
Вращающий момент на шестерне рассматриваемой ступени Нмм
Приведенный модуль упругости зубчатой пары МПа
Начальный или делительный диаметр шестерни рассматриваемой ступени мм
Ширина венца колеса рассматриваемой ступени мм
Угол зацепления в нормальной плоскости
Для косозубых передач обычно =a=20.
Расчетное контактное напряжение МПа
4. Определение допускаемого контактного напряжения
Допускаемое контактное напряжение вычисляют по формуле
Порядок расчета определяется табл.11 12 и 13.
Предел контактной выносливости
Выбирается по соотношениям в зависимости от термообработки. Зубчатые колеса стандартных редукторов изготавливаются из термоулучшенных сталей. Для них =2+70.
Коэффициент запаса прочности
- при однородной структуре зуба и 12 - при неоднородной структуре по объему
Коэффициент долговечности учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач когда число циклов нагружений меньше базового числа циклов . На рис. 6 приведена кривая усталости в полулогарифмических координатах поэтому она выглядит ломаной линией. Для точек наклонного участка предел выносливости зависит от числа циклов. Базовое число циклов зависит от твердости рабочих поверхностей зубьев.
Таким образом базовые числа для колеса и шестерни различные. Твердость поверхности улучшенных и закаленных зубьев задается в единицах HB или HRC.
На рис. 7 и 8 приводятся графики для определения базового числа и перевода единиц твердости из одного вида в другой.
При расчетах переменный режим нагружения заменяется эквивалентным: нагрузка принимается равной номинальной а фактическое число циклов - эквивалентным. Коэффициент эквивалентности для стандартных режимов работы в зависимости от вида напряжений выбирается по табл.12.
Суммарное число циклов нагружений за расчетный срок службы шестерни рассматриваемой ступени
где - частота вращения этой шестерни (1мин)
- ресурс передачи (см. формулу 1)
Коэффициент зависящий от режима работы.
Продолжение таблицы.13
Эквивалентное число нагружений шестерни
Базовое число циклов кривой усталости
Определяется по рис. 7 в зависимости от твердости шестерни
Суммарное число циклов нагружений за расчетный срок службы колеса рассматриваемой ступени
где - частота вращения этого колеса (1мин)
Эквивалентное число нагружений колеса
Определяется по рис. 7 в зависимости от твердости колеса
Коэффициент долговечности шестерни
Коэффициент долговечности колеса
Допускаем. контактное напряжение шестерни
Окончание таблицы 13
Допускаемое контактное напряжение колеса
Допускаемое контактное напряжение передачи
Для прямозубой передачи принимается меньшее из и .
При значительной разности твердости ( > 350НВ а 350НВ) в косозубых передачах
Далее сравнивая допускаемое и действующее контактное напряжение сделать заключение о контактной прочности передачи.
5. Определение расчетных напряжений изгиба зубьев
Для косозубых колес это напряжение определяется по формуле
Коэффициент учитывающий повышение прочности косозубых колес по сравнению с прямозубыми вычисляется по формуле
Расчеты производятся по табл. 14.
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
Коэффициент учитывающий наклон зуба
Расчеты по формуле (5) сведены в табл. 15.
Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе
) расположения зубчатой передачи относительно опор;
) от твердости зубьев (см. рис.4).
Продолжение таблицы 15
Коэффициент динамичности при изгибе
) V–окруж. скорости передачи;
) твердости поверхностей зубьев передачи (см. табл. 7).
Коэффициент нагрузки при изгибе
Окружная сила в зацеплении
здесь - вращающий момент на шестерне рассматриваемой ступени Н×мм (см. табл.5);
- делительный диаметр этой шестерни мм
Эквивалентное число зубьев:
Коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения
См. [1] рис. 8.20 или
Окончание таблицы 15
Ширина зубчатого венца колеса мм
6. Определение допускаемых напряжений изгиба зубьев
Допускаемые напряжения при расчете на выносливость при изгибе рассчитывают по формуле
Допускаемое напряжение изгиба тоже зависит от фактического числа циклов и режима нагружения.
На рис. 9 показана кривая усталости напряжений изгиба в полулогарифмических координатах. Предел выносливости зависит от материала и термообработки а базовое число = - не зависит от материала. Показатель m для Н 350НВ равен 6.
Для термоулучшенных колес
Для других видов термообработки см. табл. 8.9 [1].
Расчеты по формуле (7) производятся по табл.16.
Предел выносливости зубьев при изгибе
Формула (8) и примечание к ней
Учет вида нагружения
Для реверсивных передач =07 08;
для нереверсивных = 1
Для улучшаемых сталей =175.
Подробнее см. табл. 8.9[1].
не менее 1 но не более 4 (для H350HB)
Число циклов нагру-жений
Окончание таблицы 16
Эквивалентное число циклов
допускаемое напряжение для шестерни
допускаемое напряжение для колеса
Сравнив значения действующих и допускаемых напряжений сделать заключение об изгибной прочности передачи.
Критерии работоспособности и виды разрушений зубчатых передач. С какими напряжениями они связаны?
Как определяются допускаемые напряжения при переменном режиме работы?
Особенности определения допускаемых напряжений для косозубой передачи.
Как учитывается режим работы в расчетах зубчатых передач?
Что такое эквивалентное число циклов нагружения и как оно определяется?
Коэффициент формы зуба. От каких параметров он зависит?
От чего зависит концентрация нагрузки по длине зуба?
Какие параметры влияют на коэффициент динамичности нагрузки?
Отчет по лабораторной работе должен содержать следующие пункты:
- исходные расчетные данные для исследуемой зубчатой передачи;
- кинематическая схема редуктора;
- основные геометрические параметры исследуемой передачи;
- частоты вращения и вращающие моменты зубчатых колес;
- определение расчетного контактного напряжения передачи;
- определение допускаемого контактного напряжения передачи;
- определение напряжений изгиба зуба для шестерни и колеса;
- определение допускаемых напряжений изгиба зубчатых колес;
- заключение о работоспособности зубчатой передачи.
Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высш.шк. 2000. – 383 с.; ил.
ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность. Издательство стандартов 1988.
Составители: БЕЛЯЕВ Валерий Александрович
РУБЦОВ Владимир Николаевич
Подписано в печать 21.04.2004. Формат 60х84 116
Бумага офсетная. Печать плоская. Гарнитура Times.
Усл. печ. л. 17. Усл. кр. – отт. 17. Уч. – изд. л. 16.
Тираж 250 экз. Заказ №
Уфимский государственный авиационный технический университет
Редакционно-издательский комплекс УГАТУ
0000 Уфа-центр ул. К.Маркса 12

Ноготков. Измерительные размеры зуб. колес.DOC

Министерство образования Российской Федерации
УФИМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АВИАЦИОННЫЙ
ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
к курсовому проектированию по деталям машин
и основам конструирования
Кафедра основ конструирования механизмов и машин
Составитель: О.Ф. Ноготков
Измерительные размеры зубчатых колес: Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин и основам конструирования Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост. О.Ф. Ноготков. – Уфа 2003. – 17 с.
Главное внимание уделено рассмотрению наиболее распространенных способов контроля толщины зубьев при изготовлении цилиндрических и конических колес. В существующих методических разработках данный вопрос рассматривается лишь в общем аспекте а расчет измерительных размеров контролирующих толщины зубьев с учетом полей допусков требует определенных значительных затрат времени при работе со справочниками для конструкторов-машиностроителей.
Предназначены для студентов механических специальностей втузов.
Ил. 2. Библиогр.: 5 назв.
Рецензенты: канд. техн. наук доц. Гурьев Б.И.
докт. техн. наук проф. Шустер Л.Ш.
© Уфимский государственный
авиационный технический университет 2004
Измерительные размеры цилиндрических зубчатых колес4
1. Постоянная хорда4
2. Длина общей нормали5
3. Допуски на измерительные размеры цилиндрических зубчатых колес8
Особенности расчета измерительных размеров зуба конических прямозубых колес12
1. Внешняя постоянная хорда14
2. Предельные отклонения внешней постоянной хорды14
Измерительные размеры цилиндрических зубчатых колес
При изготовлении зубчатых колес необходим контроль взаимного положения разноименных (правого и левого) профилей зубьев которое определяется толщиной зуба s и зависит от коэффициента смещения х. Последний выбирается конструктором для достижения требуемых показателей качества передачи. Однако непосредственный контроль величины коэффициента смещения затруднителен поэтому его контролируют косвенно по какому-либо удобному для измерения размеру зависящему от х. Так JQ размер называют измерительным.
На практике при изготовлении цилиндрических колес с внешними зубьями распространен и целесообразен контроль постоянной хорды поскольку ее размер не зависит от числа зубьев и от угла наклона линии зуба и расчетные формулы для прямозубых и косозубых цилиндрических колес одинаковы. Недостатком же такого способа измерения является использование вершины зуба колеса в качестве базы.
На рис. 1 отрезок соединяющий две точки разноименных профилей зуба принадлежащих одной концентрической окружности и нормалям проведенным к ним из одной точки делительной окружности называют постоянной хордой .
Величину постоянной хорды рассчитывают из соотношения
где m – модуль мм; a – угол профиля исходного контура принимаемый по ГОСТ 13755-81 a = 200.
Высота от вершины зуба колеса до постоянной хорды
здесь da – диаметр окружности вершин зубьев мм; d – диаметр делительной окружности мм.
Для измерения размеров и необходим тангенциальный зубомер или специальный шаблон мерительные поверхности которых касаются поверхности профилей зуба.
2. Длина общей нормали
Касательную к основной окружности зубчатого колеса которая пересекает zw зубьев его и является нормалью к обеим крайним эвольвентам называют общей нормалью.
Расстояние между разноименными боковыми поверхностями зубьев цилиндрического колеса по общей нормали к этим поверхностям называют длиной общей нормали W (рис. 2).
Длина общей нормали не зависит от того в каких точках профилей зубьев эта нормаль пересекает две встречные эвольвенты. Изменение длины общей нормали пропорционально изменению смещения исходного контура xm зуборезного инструмента. Важно также что контроль размера w не связан с какой-либо вспомогательной базой для установки мерительного инструмента.
Указанные свойства общей нормали показывают преимущество данного способа контроля толщины зуба колеса. Этот размер можно измерять штангенциркулем микрометром специальной предельной скобой.
Длину общей нормали для цилиндрических колес с внешними прямыми зубьями рассчитывают по следующей формуле [ 2 ]
где m – модуль мм; – угол профиля исходного контура по стандарту ГОСТ 13755-81 =200;zw – число зубьев в длине общей нормали; z – число зубьев контролируемого колеса; inv – эвольвентный угол соответствующий углу профиля для прямозубых колес inv = tg - .
Длину общей нормали для цилиндрических колес с внешними косыми зубьями рассчитывают по аналогичной формуле
где mn – нормальный модуль мм;
а торцовый угол профиля исходного контура . Здесь b – задаваемый чертежом зубчатого колеса делительный угол наклона линии зуба.
Для косозубого колеса длину общей нормали измеряют под основным углом наклона линии зуба bb к торцу колеса а возможность замера проверяют при достаточной ширине зубчатого венца b по условию
где sinbb = sinb·cosa.
Число зубьев в длине общей нормали zw для цилиндрических колес с прямыми зубьями должно удовлетворять условию
Здесь aa - угол профиля в точке на окружности вершин зубьев; al - угол профиля в граничной точке.
При небольших коэффициентах смещения (x 1) для определения zw можно пользоваться упрощенной формулой
с округлением полученного значения до ближайшего целого значения.
3. Допуски на измерительные размеры цилиндрических зубчатых колес
Рассмотренные выше формулы для вычисления номинальных измерительных размеров цилиндрических зубчатых колес гарантируют беззазорное зацепление колес в передаче. В реальных зубчатых передачах должен быть обеспечен гарантированный боковой зазор с целью устранения заклинивания зубьев при работе под нагрузкой в результате температурных деформаций деталей передачи а также для размещения слоя смазки на рабочих профилях зубьев. Боковой зазор в зацеплении необходим также для компенсации погрешностей изготовления и монтажа передачи. Он определяется в основном величиной межосевого расстояния aw передачи и толщиной s зубьев колес.
Стандартом на эвольвентные зубчатые цилиндрические передачи (ГОСТ 1643-81) установлено восемь видов допусков на боковой зазор: h d c b a z y x (обозначения допусков расположены в порядке возрастания величины допуска). Принятая величина гарантированного бокового зазора является основой для назначения вида сопряжения зубчатых колес. Этим же стандартом предусмотрено шесть видов сопряжения: H – нулевой зазор E – малый зазор C и D – уменьшенный зазор B – нормальный зазор A – увеличенный зазор. Сопряжения видов Н Е и С требуют повышенной точности изготовления зубьев колес. Их применяют для реверсируемых передач при высоких требованиях к кинематической точности передачи а также при наличии крутильных колебаний валов передачи. Чаще всего в среднем машиностроении используют передачи с видами сопряжения В и С. При отсутствии специальных требований к зубчатой передаче с каждым видом сопряжения употребляется определенный вид допуска на боковой зазор обозначаемый строчной буквой аналогичной букве вида сопряжения (например А - а В - в С - с и т. д.).
Поле допуска на измерительный размер зубчатого колеса всегда направлено в тело зуба поэтому предельные отклонения измерительного размера (верхнее и нижнее) всегда имеют отрицательные значения [ 1 ].
3.1. Предельные отклонения постоянной хорды зуба. Расчет значений предельных отклонений размера постоянной хорды выполняют в такой последовательности:
- назначают (или принимают по чертежу зубчатого колеса) поле допуска диаметра вершин зубьев Ada по рекомендации [3]: при степени точности 7 - h10 при степени точности 8 - h11 при степени точности 9 -
- по табл. 1 определяют допуск на радиальное биение зубчатого венца Fr ;
- по табл. 2 определяют наименьшее (верхнее) отклонение толщины зуба Асе ;
- по табл. 3 определяют допуск на толщину зуба Тс ;
- затем рассчитывают наибольшее (нижнее) отклонение толщины зуба (Асе + Тс);
-в контрольном комплексе таблицы параметров зубчатого венца записывают значение размера толщины постоянной хорды
Допуски на радиальное биение зубчатого венца Fr мкм
Диаметр делительной окружности мм
Степень точности по нормам плавности
Допуск радиальное биение зубчатого венца Fz мкм
Вид сопряжения зубьев
Вид допуска бокового зазора
Примечание. Если принятый вид допуска бокового зазора не соответствует виду сопряжения (например В - а ) то допуски Тс выбирают в зависимости от вида допуска бокового зазора.
3.2. Предельные отклонение длины общей нормали. Предельные отклонения длины общей нормали рассчитывают в следующей последовательности:
-для контролируемого зубчатого колеса принимают из чертежа или рассчитывают размер диаметра делительной окружности d. Для прямозубого колеса d = m z и для косозубого - .
-по табл. 1 определяют допуск на радиальное биение зубчатого венца Fr ;
-по табл. 4 определяют наименьшее отклонение средней длины общей нормали А W me (слагаемое I);
-по табл. 5 определяют наименьшее отклонение АW me (слагаемое II );
-рассчитывают величину наименьшего (верхнего) отклонения средней длины общей нормали А Wme как сумму значений слагаемых I и
-по табл. 6 определяют допуск на среднюю длину общей нормали ТW m в зависимости от допуска на радиальное биение зубчатого венца Fr (см. табл. 1);
-рассчитывают нижнее отклонение размера длины общей нормали как сумму значений верхнего отклонения и поля допуска на длину общей нормали (А W me + ТW m);
-в таблице параметров зубчатого венца на чертеже зубчатого колеса проставляют размер
Диаметр делительной окружности колеса мм
Наименьшее отклонение А W me (слагаемое I) мкм
Наименьшее отклонение А W me (слагаемое II) мкм
Допуски на среднюю длину общей нормали ТW m
Особенности расчета измерительных размеров зуба конических прямозубых колес
Взаимное расположение разноименных (правого и левого) профилей зуба конического колеса определяет толщину зуба на внешнем (дополнительном) конусе колеса которая зависит от коэффициента смещения хе и коэффициента изменения расчетной толщины зуба хt .
Коэффициенты смещения у конических колес существенно влияют на геометрию и качественные показатели зубчатой передачи (на контактную и изгибную прочность зубьев их износостойкость и т. п.). Выбор рациональных коэффициентов смещения для конических колес является одним из важных этапов проектирования зубчатой передачи. Его наиболее рационально производить с помощью блокирующих контуров [ 4 ].
На практике в конических передачах с передаточным числом u>1 шестерню рекомендуется выполнять с положительным смещением хе1 по табл. 7 а колесо с равным ему по величине отрицательным значением (хе2 = - хе1).
Для передач у которых u и z1 отличается от указанных в табл. 7 коэффициенты смещения принимают с округлением в большую сторону.
Число зубьев шестерни z1
Коэффициент смещения хе1 при передаточном числе u
Установкой зубострогальных резцов на станке можно изменять толщину зуба нарезаемого колеса вне зависимости от смещения (xеm) против расчетной. Этот способ применяют главным образом для нулевых передач: ослабляя более прочный зуб можно усилить менее прочный и тем самым повысить нагрузочную способность передачи в целом. Этим способом устраняют чрезмерное заострение зуба одного из колес передачи.
Для выбора коэффициента изменения расчетной толщины зуба рекомендуют [ 5 ] эмпирическую формулу
Непосредственное измерение толщины зуба конического колеса или коэффициентов х и хt затруднительно проще использовать для этой цели какие-либо удобно измеряемые размеры и по ним косвенно проверять толщину зуба. Таким измерительным размером для прямозубых конических колес является размер постоянной хорды измеряемый тангенциальным зубомером или специальной скобой (шаблон) на внешнем торце зуба (на дополнительном конусе).
1.Внешняя постоянная хорда
Размер внешней постоянной хорды вычисляют по формуле
где se – внешняя окружная толщина зуба соответственно для шестерни и колеса.
Высота до постоянной хорды – кратчайшее расстояние от окружности вершины до середины постоянной хорды
где hae – внешняя высота головки зуба принимают по чертежу зубчатого колеса или рассчитывают как и .
По стандарту ГОСТ 13754-81 коэффициент высоты головки зуба исходного контура .
2.Предельные отклонения внешней постоянной хорды
Расчет предельных отклонений размера постоянной хорды зуба выполняют в такой последовательности:
-рассчитывают (или принимают из таблицы параметров колеса) средний делительный диаметр
-рассчитывают наименьшее отклонение постоянной хорды зуба в среднем сечении зуба как произведение двух сомножителей: наименьшего отклонения для степени точности 7-Н (табл. 8) и поправочного коэффициента К1 (табл. 9) для фактической степени точности контролируемого колеса;
Средний модуль mm мм
Средний делительный диаметр dm мм
Угол делительного конуса град
Наименьшее отклонение Еsc для степени 7 - Н
Вид сопряжений зубьев
-при измерении толщины зубьев на внешнем торце зубчатого колеса наименьшее (верхнее) отклонение средней постоянной хорды зуба рассчитывают по формуле
где Re и Rm – соответственно внешнее и среднее конусное расстояние зубчатого колеса;
-по табл. 10 определяют допуск на биение зубчатого венца конического колеса Fr ;
-по табл. 11 определяют допуск на среднюю постоянную хорду зуба ;
-рассчитывают наибольшее (нижнее) отклонение средней постоянной хорды зуба ();
Средний окружной модуль mm мм
Допуск на биение Fr мкм
Допуск на биение зубчатого венца Fr мкм
-в таблицу параметров зубчатого венца на чертеже конического зубчатого колеса записывают размер постоянной хорды зуба по форме
Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч. Ч. 2 Под ред. В.Д. Мягкова. 5-е изд. перераб. и доп. – Л.: Машиностроение 1978. – С. 545 – 1032.
Справочник по геометрическому расчету эвольвентных зубчатых и червячных передач Под ред. И.А. Болотовского. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1986. – 448 с.
Тарабасов Н.Д. Учаев П.Н. Проектирование деталей и узлов машиностроительных конструкций: Справочник. – М.: Машиностроение 1983. – 239 с.
Прямозубые конические передачи: Справочник И.А. Болотовский Б.И. Гурьев В.Э. Смирнов Б.И. Шендерей. – М.: Машиностроение 1981. – 104 с.
Передачи зубчатые конические с прямыми зубьями. Расчет геометрии. ГОСТ 19624-74.
Составитель НОГОТКОВ Олег Федорович
Редактор Соколова О.А.
Подписано в печать 05.12.2004. Формат 60х84 116
Бумага офсетная. Печать плоская. Гарнитура Times New Roman Cyr.
Усл. печ. л. Усл. кр. – отт. Уч. – изд. Л.
Редакционно-издательский комплекс УГАТУ
0000 Уфа-центр ул. К.Маркса 12

Рисунок П3.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Сталь 40х ГОСТ 13755-81
Штамповочные уклоны 5
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Рисунок П2.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-74
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Рисунок П4.cdw

Внешний окружной модуль
Угол делительного конуса
Постоянная хорда зуба
Высота до постоянной хорды
Межосевой угол предачи
Средний окружной модуль
Внешнее конусное расстояние
Среднее конусное расстояние
Средний делительный диаметр
Коэффициент смещения
Коэффициент изменения
расчетной толщины зуба
Обозначение чертежа
Сталь 40х ГОСТ 4543-71
Радиусы скруглений 3 мм.
* Размеры для справок.
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Рисунок П1.cdw

* Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Центровые отверстия А5 по ГОСТ 14034-81

Методические указания.doc

Этапы проектирования
Задания первого типа
Задания второго типа
Задания третьего типа
Перечень конструкторской документации
Правила шифровки документации
Курсовое проектирование – особая разновидность учебного процесса целью которого является освоение студентами процедур конструирования изделий – объектов машиностроительного производства получение и развитие навыков и умений самостоятельной деятельности в направлении разработки техники современного уровня. Полученные в результате курсового проектирования знания приобретаются в результате длительного личного контакта студента с преподавателем и возможности контроля самостоятельной работы студента его интенсивной работе со специальной справочной и научной литературой.
Задачами курсового проектирования являются: систематизация и закрепление знаний полученных при изучении курса «Детали машин и основы конструирования» и других дисциплин применение этих знаний к решению инженерных задач; приобретение навыков расчетной работы – освоение приемов составления расчетных схем рациональных алгоритмов расчетов использование вычислительной техники и средств САПР при конструировании; развитие самостоятельности и инициативы воспитание ответственного отношения к расчетной и конструкторской работе; освоение правил и приемов составления текстовых документов и графической документации развитие умений использования технической информации навыков регулярной и ритмичной работы.
Курсовое проектирование создает условия для проявления студентами способностей к научной работе и их привлечения к выполнению реальных задач для нужд производства и науки.
Данные методические указания содержат задания на курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» по специальностям 150201 150202 150204 150206 150207 150400 220401 очной очно-заочной и заочной форм обучения. По степени сложности трудоемкости и объему разрабатываемой конструкторской документации задания разделены на три типа. Выбор конкретного типа задания обусловлен учебным планом в пределах определенной специальности и утверждается кафедрой.
ЭТАПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
Этапы разработки конструкторской документации на проектируемое изделие устанавливает ГОСТ 2.103-68:
техническое задание является исходным документом для разработки конструкторской документации в нем указывают и обосновывают новые качества которыми должно обладать проектируемое изделие;
техническое предложение содержит уточненные основные и дополнительные данные о проектируемом изделии и обоснование принятых вариантов конструктивных решений;
эскизный проект содержит конструктивные решения полученные на основании проектных расчетов и анализа различных вариантов и дает общее представление об устройстве и принципе работы машины;
технический проект содержит окончательные технические решения дающие полное представление об устройстве машины или механизма в нем представлены исходные данные для разработки рабочей документации;
рабочая документация состоящая из комплекта конструкторских документов включающего спецификации сборочные чертежи и рабочие чертежи деталей с техническими требованиями и другие документы необходимые для изготовления изделия.
1. Техническое задание
Техническое задание (ТЗ) на курсовой проект выдается студенту кафедрой на бланке установленного образца с указанием даты выдачи и подписью преподавателя. Оно содержит: принципиальную и кинематическую схемы проектируемого изделия требования к взаимному расположению сборочных единиц в пространстве а также исходные данные – силовые и кинематические параметры сведения о режимах работы изделия и сроке службы условиях и серийности производства.
2. Техническое предложение
Техническое предложение разрабатывается студентом на основании кинематической схемы и других параметров ТЗ и должно содержать компоновочную схему изделия (редуктора привода и т.п.) а также информацию вносимую в виде входного файла для ПЭВМ и получаемую предварительными расчетами по заданию. По представленным данным компьютер выполняет проектные расчеты в нескольких вариантах из которых в дальнейшем выбирается оптимальный в соответствии с установленными критериями оптимизации. Предусматривается возможность самостоятельного выполнения проектных расчетов обычным способом или по разработанной студентом собственной программе для ПЭВМ.
Эскизный проект (ЭП) является вторым этапом компоновки проектируемого изделия. Чертеж изделия в ЭП представляет собой дальнейшую разработку первого этапа компоновки. Он включает в себя две-три проекции изделия а также необходимые виды разрезы и сечения. При выполнении чертежа необходимо:
предусмотреть возможность сборки и разборки изделия а также регулировки зубчатых зацеплений и подшипников;
выбрать систему смазки зубчатых зацеплений и подшипников а также вид и конструкцию уплотняющих устройств;
проработать конструкции деталей с учетом технологии их изготовления;
выбрать сопряжения деталей способы их осевой фиксации.
На стадии ЭП выполняют: проверочные расчеты передач; расчеты одного из валов с построением эпюр изгибающих моментов и определением запаса выносливости в опасных сечениях расчеты подшипников качения одного из валов расчеты шпоночных зубчатых соединений соединений с натягом и других соединений по указанию преподавателя.
На применяемые в проектируемом изделии стандартные детали необходимо сделать эскизы с указанием размеров и условных обозначений по соответствующим стандартам.
4. Технический проект
Технический проект (ТП) разрабатывают на основании эскизного проекта. Учебный ТП должен содержать: сборочный чертеж или по указанию преподавателя чертеж общего вида проектируемого изделия – привода грузоподъемной машины приводной станции конвейера или другого устройства спецификации всех сборочных единиц и пояснительную записку (ПЗ).
Разработанные документы должны определять размеры и конструкцию всех деталей проектируемого изделия а также их взаимодействие и расположение.
4.1. Чертеж общего вида – документ который должен содержать изображение изделия с видами разрезами сечениями и размерами а также текстовую часть и надписи необходимые для понимания конструктивного устройства изделия взаимодействия его составных частей и принципа работы изделия а также данные о его составе. Код документа "ВО".
Главным конструкторским документом для чертежа общего вида является спецификация.
Чертеж как правило выполняется в масштабе уменьшения отдельные фрагменты – резьбовые соединения муфты соединяющие валы двигателей и редукторов изображаются в масштабе 1:1.
4.2. Сборочный чертёж (код документа "СБ") – документ содержащий изображение сборочной единицы и другие данные необходимые для её сборки и должен включать:
изображение сборочной единицы дающие полное представление о расположении и взаимосвязи ее составных частей и сборке;
размеры предельные отклонения и другие параметры которые должны быть выполнены или проконтролированы по этому чертежу. Допускается указывать размеры деталей и предельные отклонения определяющие характер сопряжений;
указания о характере сопряжений и методах его осуществления если точность сопряжений обеспечивается подбором и т.п. а также указания о способах исполнения неразъемных соединений (сварных паяных склеиваемых и др.);
номера позиций составных частей входящих в изделие;
установочные и присоединительные размеры;
технические требования;
основные характеристики изделия (техническую характеристику).
ЗАДАНИЯ ПЕРВОГО ТИПА
Задания выбираются по табл. 2.1. Исходные данные принимаются по рис. 2.1–2.3 и табл. 2.1. и дополнительным указаниям по назначению параметров. Схемы на рис. 2.1 показывают кинематическую связь сборочных единиц. Пространственное расположение осей валов может быть назначено в соответствии со схемами редукторов на рис. 2.2 и 2.3.
В табл. 2.1. указаны следующие параметры:
схема привода из схем 31–36 по рис. 2.1;
схема редуктора из схем 03–27 по рис. 2.2–2.3;
номинальный момент ТТ на выходном конце тихоходного вала редуктора;
частота вращения тихоходного вала редуктора nТ;
длительность работы под нагрузкой Lh (в часах);
режим нагружения по рис. 2.4–2.5;
тип производства (е – единичный мс – малосерийный сс – среднесерийный кс – крупносерийный м – массовый).
Дополнительно к заданию по табл. 2.1 принимаются следующие параметры:
коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на сопротивление усталости Ка можно принимать Ка=1;
коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах по максимальным нагрузкам Кas=2;
радиальная нагрузка FrТ в середине выходного конца тихоходного вала редуктора для схем привода без открытой передачи после редуктора:
где FrТ в Н ТТ в Н×м;
тип открытой передачи (прямозубая цилиндрическая прямозубая коническая клиноременная поликлиноременная зубчатоременная цепная с роликовыми цепями цепная со втулочными цепями цепная с зубчатыми цепями);
передаточное отношение для открытых передач устанавливаемых до или после редуктора.
Варианты параметров для заданий первого типа
Частота вращения тихоходного вала редуктора
Длительность работы привода под нагрузкой
Продолжение табл. 2.1
Рис. 2.1. Схемы приводов общего назначения
Рис. 2.2. Схемы редукторов
Рис. 2.3. Схемы редукторов
Рис. 2.4 Типовые режимы в соответствии с ГОСТ 21354-87
Рис. 2.5 Режимы работы характерные для грузоподъемных машин
ЗАДАНИЯ ВТОРОГО ТИПА
Задания выбираются по табл. 3.1–3.3. Исходные данные принимаются по табл. 3.1–3.3 и дополнительным указаниям по назначению консультанта.
В табл. 3.1 указаны параметры для приводов грузоподъемных устройств:
схема привода из схем 91–94 по рис. 3.1;
номинальное усилие натяжения каната FК;
скорость набегания каната на барабан VК;
длительность работы под нагрузкой
тип производства (е – единичный мс – малосерийный с – среднесерийный кс – крупносерийный м – массовый).
Дополнительно к заданию по табл. 3.1 принимаются следующие параметры:
коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах по максимальным нагрузкам Кas можно принимать Кas=12.
При расчете грузоподъемных устройств можно использовать следующие рекомендации:
диаметр каната принимается по таблицам ГОСТов в зависимости от разрушающего усилия Fp определяемого по формуле Fp≥55×FК или найти из зависимости ;
диаметр барабана назначают по условию Dб>(18–25)×dк с округлением полученного размера по 10-ому стандартному ряду длин;
длину барабана принимают в пределах (1–2)×DБ.
В табл. 3.2 указаны параметры для приводов ленточных конвейеров:
схема привода из схем 51–58 по рис. 3.2;
схема редуктора из схем 03–27 по рис.2.2–2.3;
тяговое усилие на барабане F;
Варианты параметров для задания второго типа по приводам грузоподъемных устройств
Схема грузоподъ-емного устройства
Скорость каната VК в мс для редукторов
Длительность работы под нагрузкой
Варианты параметров для заданий второго типа по приводам ленточных конвейеров
Схема транспорти-рующего устройства
Окружное усилие на барабане
для схем редукторов 07 08. 25 27
Варианты параметров заданий второго типа для приводов цепных конвейеров
Схемы транспорти-рующих
Окружное усилие на тяговых звездочках
Скорость тяговой цепи V мс
для редукторов по схемам 03 06. 20 24
для редукторов по схемам 07 08. 25 27
Рис. 3.1. Схемы приводов грузоподъемных устройств
Рис. 3.2. Схемы приводов для транспортирующих устройств
Дополнительно к заданию по табл.3.2 принимаются следующие параметры:
коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах по максимальным нагрузкам Кas можно принимать Кas=25.
При расчете ленточных конвейеров можно использовать следующие рекомендации:
ширина ленты принимается по условию В>100+70×F с округлением по ряду 300 400 500 650 800 1000 мм (В в мм F в кН);
число несущих слоев ленты i принимают из условия прочности ленты и рекомендации по геометрическим параметрам существующих лент:
где [k] – допустимое усилие на один миллиметр ширины одного слоя ленты можно принимать [k]=5Нмм;
можно использовать следующие рекомендации по геометрическим параметрам лент:
диаметр барабана назначают по условию Dб>150×
длина барабана L=(1–2)×Dб.
В табл. 3.3 указаны параметры для приводов цепных конвейеров:
схема привода из схем 52 53 55 56 по рис.3.2;
окружное усилие на тяговых звездочках F;
Дополнительно к заданию по табл. 3.3 принимаются следующие параметры:
При расчете цепных конвейеров используются следующие рекомендации:
шаг тяговой цепи Р принимается из ряда 100 125 160 200 мм;
число зубьев тяговой звездочки назначают из значений 8 или 10;
максимальное натяжение цепи Fmax=115×Fi минимальное натяжение цепи Fmin= 015×Fi где Fi – окружное усилие на одной тяговой звездочке (для схем конвейеров с одной тяговой звездочкой Fi=F для конвейеров с двумя тяговыми звездочками Fi=05×F):
для схем конвейеров с двумя тяговыми звездочками расстояние между ними принимают равным диаметру звездочек;
для схем конвейеров с одной тяговой звездочкой расстояние от звездочки до ближайшей неподвижной детали назначают равным 150 мм.
ЗАДАНИЯ ТРЕТЬЕГО ТИПА
Задания выбираются по табл. 4.1–4.2. Исходные данные принимаются по табл. 4.1–4.2 и дополнительным указаниям по назначению параметров.
В табл. 4.1 указаны параметры для двухскоростных редукторов:
схема редуктора из схем 40–42 по рис. 4.1;
минимальная частота вращения тихоходного вала редуктора nm
максимальная частота вращения тихоходного вала редуктора
длительность работы под нагрузкой Lh при nm
длительность работы под нагрузкой Lh при
режим нагружения по рис. 2.5 при nm
режим нагружения по рис. 2.5 при
Варианты параметров для заданий третьего типа для двухскоростных редукторов
Макс. частота вращения
Мин. частота вращения
Режим нагружени по рис.
длительность работы Lh под нагрузкой ч
Варианты параметров для заданий третьего типа для приводов воздушных винтов летательных аппаратов
Рис. 4.1. Схемы двухскоростных редукторов
Рис. 4.2. Схемы редукторов привода винтов летательных аппаратов
Дополнительно к заданию по табл. 4.1 принимаются следующие параметры:
В табл. 4.2 указаны параметры для редукторов привода воздушных винтов самолетов и вертолетов:
схема редуктора из схем 61–66 по рис. 4.2;
мощность на входном валу редуктора Р;
частота вращения входного вала редуктора n;
частота вращения воздушных винтов nв;
режим нагружения по рис. 4.3 для привода винтов самолетов и по рис.4.4 для привода винтов вертолетов;
Дополнительно к заданию по табл. 4.2 принимаются следующие параметры:
коэффициент внешней динамической нагрузки: при расчетах на сопротивление усталости Ка можно принимать Ка=1; при расчетах по максимальным нагрузкам Каs можно принимать Каs=13.
Осевые нагрузки Fai действующие на вал со стороны винта:
где Fai в Н мощность Рi в кВт.
Радиальная нагрузка Fr на вал винта:
где Fr в Н Рi в кВт.
Рис. 4.3. Режимы нагружения привода винта самолета по мощности
Рис. 4.4. Режимы нагружения привода винта вертолета по мощности
ПЕРЕЧЕНЬ КОНСТРУКТОРСКОЙ ДОКУМЕНТАЦИИ
В данном разделе приводится содержание конструкторской документации представляемой к защите для студентов бакалаврской и инженерной подготовки.
Студенты бакалаврской подготовки должны представить к защите:
пояснительную записку;
сборочный чертеж одной из сборочных единиц привода;
рабочие чертежи нестандартных сопряженных деталей сборочной единицы;
спецификацию сборочной единицы.
Студенты инженерной подготовки должны предоставить к защите:
сборочный чертеж привода;
спецификацию привода;
спецификацию сборочной единицы;
рабочие чертежи сопряженных деталей или входящих (по указанию консультанта) в одну размерную цепь например вала зубчатых колес втулок крышек и т.д.
ПРАВИЛА ШИФРОВКИ ДОКУМЕНТАЦИИ
Единая обезличенная классификационная система обозначения изделий и их конструкторских документов устанавливается ГОСТ 2.201-80. Шифровка документации разрабатываемой в ходе выполнения курсового проекта выполнена кафедрой на основании стандарта предприятия.
Основное обозначение содержит 13 цифр разделенных точками на три группы например: 2042.019220.102 (рис. 6.1).
Рис. 6.1. Шифр основного обозначения
Первая группа основного обозначения состоящая из 4-х цифр представляет код кафедры ОКМиМ (204) и характер выполняемой работы (2 – курсовой проект 3 – курсовая работа). Вторая группа цифр состоящая из шести знаков обозначает:
первая и вторая цифры слева – номер варианта;
третья и четвертые цифры слева – номер схемы привода;
пятая и шестая цифры слева – номер схемы редуктора.
Третья группа знаков (три знака) представляют номер позиции детали в проектируемом изделии.
Дополнительные обозначения представляют собой код документа: СБ – сборочный чертеж; ВО – чертеж общего вида; ПЗ – пояснительная записка и т.д.
Задания на курсовые проекты по деталям машин и подъемно-транспортным устройствам для студентов АТ и АД: Методические указания к курсовому проектированиюСост.: В.Э.Смирнов.–Уфа: УАИ 1976. – 34 с.
Задания на курсовые проекты по деталям машин для студентов специальности «Авиационные двигатели»: Методические указания к курсовому проектированиюСост.: С.С.Прокшин.–Уфа: УАИ 1987. – 22 с.
Иванов М.Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. Заведений. – 6-е изд. перераб. – М.: Высш. шк. 2000. – 383 с. ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 1990. – 399 с. ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиност. спец. вузов. – 8-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 2003. – 496 с. ил.
Подшипники качения: Справочник-каталогПод ред. В.Н.Нарышкина и Р.В.Коросташевского. – М.: Машиностроение. 1984. – 280 с. ил.
Бейзельман Р.Д. Цыпкин Б.В. Перель Л.Я. Подшипники качения. Справочник. – М.: Машиностроение 1975. – 572 с.
Подшипники качения и свободные детали: КаталогСост.: Л.Г.Бердышева Л.П.Носова; ВНИИ ТЭМР ИКФ «Каталог». Ч. 2. – 2003. – 122 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т. 1 – 3. – 6-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 2001.
СТП УГАТУ 002-98. Графические и текстовые конструкторские документы. Требования к построению изложению оформлению. – Уфа 1998. – 82 с.

Обложка.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Уфимский государственный авиационный технический университет
ЗАДАНИЯ НА КУРСОВЫЕ ПРОЕКТЫ
МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
к курсовому проектированию
«Детали машин и основы конструирования»
Кафедра основ конструирования механизмов и машин
Составители: С.С.Прокшин А.А.Сидоренко В.А.Федоров С.М.Минигалеев
Выбор задания на курсовой проект: Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост.: С.С.Прокшин А.А.Сидоренко В.А.Федоров С.М.Минигалеев. – Уфа 2006. – 32 с.
Содержатся сведения по тематике курсового проектирования в рамках дисциплины «Детали машин и основы конструирования» – назначению изделия силовым и кинематическим параметрам принципиальным кинематическим и компоновочным схемам а также по режимам работы сроку службы и серийности производства. Предназначены для студентов третьего курса специальностей 150201 150202 150204 150206 150207 150400 220401 очной очно-заочной и заочной форм обучения. По степени сложности трудоемкости и объему разрабатываемой студентом конструкторской документации выносимой на защиту проекта задания подразделены на три типа. Выбор типа и параметров задания зависит от объема изучаемого студентом курса в рамках конкретной специальности и определяется кафедрой.
Табл. 6. Ил. 12. Библиогр.: 9 назв.
канд. техн. наук доцент Постнов В.В.
канд. техн. наук доцент Беляев Б.А.
Уфимский государственный
авиационный технический университет 2006
Составители: ПРОКШИН Сергей Сергеевич
СИДОРЕНКО Александр Александрович
ФЕДОРОВ Владимир Александрович
МИНИГАЛЕЕВ Сергей Мунирович
Подписано в печать 01.03.2006. Формат 6084 116.
Бумага офсетная. Печать плоская. Гарнитура Times New Roman.
Усл. печ. л. 09 Усл. кр. – отт. 09 Уч.–изд. л. 08
Тираж 150 экз. Заказ №
ГОУ ВПО Уфимский государственный авиационный технический университет
Центр оперативной полиграфии
0000 Уфа-центр ул. К. Маркса 12

метод_Расчет передач.doc

Составители: А.А.Сидоренко Р.Г.Ахматвалиев Х.Ш.Газизов
Расчет зубчатых передач. Методические указания к выполнению курсового проектирования по дисциплине «Прикладная механика». 4-е изд. испр. и доп. Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост.: А.А.Сидоренко Р.Г.Ахматвалиев Х.Ш.Газизов. – Уфа 2006. – 35 с.
В работе представлены типовые задания основы расчета параметров механического привода помещены необходимые справочные материалы. Приведены примеры расчетов зубчатых передач выполняемые студентами при курсовом проектировании по дисциплинам: «Прикладная механика» «Механика» «Основы конструирования и проектирования».
Методические указания предназначены для студентов немеханических специальностей ВТУЗов.
Ил. 5. Табл. 16. Библ.: 6 назв.
Рецензенты: канд. техн. наук доц. Лукащук Ю.В.
канд. техн. наук доц. Латыпов Р.Р.
© Уфимский государственный
авиационный технический университет 2006
Рекомендации по расчету привода с одноступенчатым редуктором4
Задания к курсовому проекту9
Последовательность расчета привода с одноступенчатым редуктором12
Порядок расчета зубчатых передач13
Определение допускаемых напряжений16
1. Допускаемые контактные напряжения16
2. Допускаемые напряжения изгиба17
Пример расчета привода с одноступенчатым редуктором20
1. Подбор электродвигателя20
2. Проектировочный расчет закрытой передачи23
3. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям27
4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба29
5. Проектный расчет шестерни открытой цилиндрической передачи30
6. Проверка зубьев шестерни на выносливость по напряжениям изгиба31
7. Проектный расчёт прямозубой конической шестерни открытой передачи33
Методические указания к выполнению расчетной части курсового проекта предназначены для студентов немеханических специальностей всех форм обучения учебным планом которых предусмотрено выполнение курсового проекта по прикладной механике технической механике механике основам конструирования и проектирования и других контрольных мероприятий по указанным курсам.
Предлагаемые указания включают в себя задания на курсовые проекты с рекомендациями по выполнению расчетной части проекта. Кроме того в них изложена последовательность расчета привода с одноступенчатым редуктором показан порядок расчета зубчатых передач и дан пример расчета зубчатой передачи. Для сокращения времени затрачиваемого студентом при выполнении расчетной части проекта на поиск информации в различных справочниках и другой специальной литературе методические указания снабжены необходимыми пояснениями и справочными данными.
Рекомендации по расчету привода с одноступенчатым
Курсовой проект для студентов немеханических специальностей включает в себя расчет и проектирование приводов машин работающих при длительной постоянной или слабоменяющейся нагрузке например транспортеров вентиляторов насосов компрессоров и т.п. Проектируемый привод состоит из электродвигателя и одноступенчатого зубчатого редуктора ведущий вал которого соединяется с валом электродвигателя посредством муфты (обычно муфты упругой втулочно-пальцевой по ГОСТ 21 424-75) а ведомый несет на себе консольно расположенную шестерню открытой передачи.
В заданиях и проектах исходными данными к проектированию привода служат:
)схема редуктора (01 02 07);
)вращающий момент на ведомом валу редуктора T2 Н·м;
)частота вращения ведомого вала n2 обмин;
)число зубьев шестерни открытой передачи z3 или радиальная нагрузка от соединительной муфты FM=125.
По этим данным прежде всего подбирается соответствующий электродвигатель. Выбор электродвигателя предусматривает определение типа мощности частоты вращения и основных размеров. При этом следует иметь в виду что большая частота вращения вала электродвигателя при одинаковой мощности вызывает увеличение передаточного числа редуктора а следовательно увеличение его длины и высоты. Меньшая частота вращения вызывает увеличение размеров электродвигателя и увеличение ширины зубчатых колес а следовательно уменьшение размеров редуктора. Одновременно необходимо учитывать рекомендуемые значения передаточных чисел различных типов передач (табл. 1.1). Значения передаточных чисел редуктора не должны выходить за пределы допускаемых отклонений предусмотренных ГОСТ 12289-76.
Рекомендуемые значения передаточных чисел
Допускаемые отклонения
Зубчатая цилиндрическая
При окружных скоростях более 6 мс целесообразно применять колеса косозубые и шевронные.
При выборе материала для зубчатых колес следует учитывать назначение передачи условия эксплуатации и возможную технологию изготовления колес. В табл. 1.2 приведены рекомендуемые материалы для изготовления зубчатых колес.
Материалы для зубчатых колес
Термическая обработка
улучшение закалка ТВЧ
улучшение цементация закалка
улучшение азотирование
*При расчете и в расчетную формулу подставлять среднее значение твердости.
В закрытых передачах не рекомендуется принимать модули меньше 1 мм и применять передачи 9 – 12 степени точности значения стандартных модулей приведены в табл. 1.3.
Модули мм (ГОСТ 9563-81)
Ряд 1: 1; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20
Ряд 2: 125; 1375; 175; 225; 275; 35; 45; 55; 7; 9; 11; 14
Примечание. Ориентировочное определение величины модуля:
m=(001 002) - улучшенные зубчатые колеса;
m=(0016 0035) - закаленные зубчатые колеса.
Межосевые расстояния цилиндрических зубчатых передач а также диаметры колес конической зубчатой передачи полученные при проектировочном расчете рекомендуется округлять до стандартных значений приведенных в табл. 1.4. 1.5.
Межосевые расстояния зубчатых передач (ГОСТ2185-75) внешние делительные диаметры зубчатых колес конических передач (ГОСТ6636-69)мм
Ряд 1: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000.
Ряд 2: 71; 90; 112; 140; 180; 225; 280; 355; 450; 560; 710; 900.
Примечание. Фактические диаметры колес конической передачи не должны отличатся от номинальных более чем на 3%
Число зубьев шестерни прямозубой передачи рекомендуется принимать больше 17; при получении z117 необходимо применять корригирование зубьев с соответствующим расчетом. После определения делительных диаметров шестерни d1 и колеса d2 необходимо уточнить величину межосевого расстояния по формуле
для того чтобы убедиться в отсутствии необходимости корригирования зубчатых колес. При определении ширины зубчатого венца цилиндрических колес b по формулам:
полученное значение следует округлить по стандартному ряду чисел 20 или 40 согласно ГОСТ 6636-69 (табл. 1.5).
Нормальные линейные размеры по ГОСТ 6636-69
При выборе значения коэффициента учитывается твердость рабочих поверхностей зубьев и расположение колес относительно опор (табл. 1.6).
При проверочном расчете передач желательное отклонение расчетных напряжений H и F от допускаемых должно быть в пределах ± 5% причем нагрузка более 5% недопустима.
Рекомендуемые значения коэффициента ширины венца
Расположение колес относительно опор
Твердость рабочих поверхностей зубьев.
Примечание. Коэффициенты ширины венца зубчатого колеса по диаметру yba и по межосевому расстоянию yba связаны зависимостью .
Если перегрузка по контактным напряжениям превысит 5% следует при расчете цилиндрической зубчатой передачи либо увеличить значение aw до ближайшей большей стандартной величины либо увеличить ширину зубчатого венца приняв больший коэффициент ширины yba либо выбрать для шестерни к колеса новый материал обладающий более высокими прочностными свойствами. При расчете конической зубчатой передачи следует увеличить модуль или назначить более качественный материал. Если перегрузка по напряжениям изгиба превысит 5% то следует увеличить модуль до ближайшего большего стандартного значения.
Задания к курсовому проекту
Рассчитать и спроектировать привод с одноступенчатым редуктором по одной из заданых схем (рис. 2.1). Значение вращающего момента T2 и число оборотов n2 на ведомом валу редуктора а также z3 - число зубьев шестерни открытой передачи которую несёт этот вал приведены в табл. 2.1.
Данные для расчета приводов по схемам 01 02 07
Последовательность расчета привода с одноступенчатым редуктором
1.Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
1.1. Определение КПД привода
1.2. Определение требуемой мощности привода
1.3. Определение требуемой мощности и частоты вращения вала электродвигателя
1.4. Выбор электродвигателя
1.5. Определение передаточного числа редуктора
1.6. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах редуктора
2. Расчет закрытой передачи
2.1. Проектировочный расчет закрытой передачи
2.2. Проверка зубьев колес на выносливость по контактным напряжениям
2.3. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость по напряжениям изгиба
3. Расчет шестерни открытой передачи
3.1. Проектировочный расчет шестерни открытой передачи
3.2. Проверка зубьев шестерни на выносливость по напряжениям изгиба
4. Расчет валов. Подбор подшипников
4.1. Проектный (предварительный) расчет валов
4.2. Конструирование формы валов
4.3. Подбор подшипников
5. Расчет элементов редуктора
5.1. Расчет крепежных изделий элементов корпуса редуктора
5.2. Определение конструктивных размеров зубчатых колес
5.4. Эскизная компоновка валов
6. Проверочный (уточненный) расчет валов
6.1. Выбор расчетной схемы валов. Определение опорных реакций построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
7. Проверочный расчет подшипников
8. Проверочный расчет шпонок
9.1.Выбор сорта смазки определение объема масляной ванны назначение способа контроля уровня смазки зубчатых колес
9.2. Выбор способа и типа смазки подшипников
В процессе расчета эскизный проект редуктора рекомендуется выполнять на миллиметровой бумаге необходимого формата в масштабе 1:1.
Порядок расчета зубчатых передач
1. Порядок расчета цилиндрической прямозубой передачи
Проектировочный расчет закрытой передачи
1.1. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемого контактного напряжения
1.2. Определение межосевого расстояния аW из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
1.3. Назначение модуля передачи
1.4. Определение чисел зубьев шестерни и колеса
1.5. Уточнение передаточного числа
1.6. Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса уточнение аW
Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
1.7.Определение коэффициентов концентрации KHb и динамичности KHV нагрузки
1.8. Определение расчетных контактных напряжений
1.9. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
1.10. Определение усилий в зацеплении
1.11. Определение допускаемого изгибного напряжения
1.12. Определение коэффициентов концентрации KFb и динамичности KFV нагрузки
1.13. Определение расчетных напряжений изгиба
1.14. Сопоставление расчетных и допускаемых напряжений
Расчет шестерни открытой передачи
1.15. Выбор материала шестерни и определение допускаемого изгибного напряжения
1.16. Определение модуля передачи
1.17. Определение основных размеров шестерни
1.18. Проверка зубьев на изгибную прочность
2. Порядок расчета цилиндрической косозубой передачи
2.1.Выбор материала колес и определение допускаемого контактного напряжения
2.2. Определение межосевого расстояния
2.3. Назначение нормального модуля передачи.
2.4. Назначение угла наклона зубьев (в пределах 8 200)
2.5. Определение чисел зубьев колеса и шестерни
2.6. Уточнение передаточного числа
2.7. Уточнение угла наклона зубьев
2.8. Определение основных геометрических размеров колес
2.9. Определение коэффициентов концентрации KHb и динамичности KHV нагрузки
2.10. Определение расчетных контактных напряжений
2.11.Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
Проверка зубьев на изгибную прочность
2.12. Определение усилий в зацеплении
2.13. Определение допускаемого напряжения изгиба
2.14. Определение коэффициентов концентрации KFb и динамичности KFV нагрузки
2.15. Определение расчетных напряжений изгиба и сопоставление их с допускаемыми значениями
3. Порядок расчета шевронных передач
Проектировочный расчет передачи
3.1. Выбор материала колес и определение допускаемых напряжений
3.2.Определение межосевого расстояния с округлением до стандартного значения по ряду Ra40
3.3. Определение модуля зацепления с округлением до стандартного
3.4. Определение числа зубьев колес
3.5. Уточнение угла наклона зубьев и передаточного числа
3.6. Определение геометрических размеров колес
Проверочный расчет передачи
3.7. Определение коэффициента распределения нагрузки между зубьями KHa и коэффициентов нагрузки KHb KFb KHV KFV
3.8. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
3.9. Проверка зубьев на выносливость при изгибе
4.Порядок расчета зубчатых передач с коническими прямозубыми колесами
Расчет закрытой конической передачи
4.1.Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
4.2.Определение диаметра внешней делительной окружности колеса de2.
4.3. Определение числа зубьев шестерни и колеса (для цементированных конических передач при de2 ≤ 120 мм числа зубьев шестерни ориентировочно можно принять равными I8 25 при u=25; 16 18 при u 4 и 15 16 при u = 6). Для передач с термоулучшенными колесами значения можно увеличить на 10 20 % (против указанных величин)
4.4. Уточнение передаточного числа
4.5.Определение основных геометрических параметров зубчатого колеса и шестерни (рекомендуется оформлять в виде таблицы)
4.6. Определение окружной скорости колес
4.7.Определение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки и
4.8. Определение расчетных контактных напряжений
4.9. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
4.10.Определение эквивалентного числа зубьев коэффициентов учитывающих форму зуба для шестерни и колеса – и
4.11.Определение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки и
4.12.Определение расчетных напряжений изгиба
4.13.Сопоставление расчетных и допускаемых напряжений
Расчет шестерни открытой конической передачи
4.14.Выбор материала и определение допускаемого напряжения изгиба шестерни
4.15.Определение среднего модуля из условия выносливости зубьев по напряжениям изгиба
4.16. Определение внешнего окружного модуля
4.17.Расчет основных геометрических параметров шестерни (рекомендуется результаты расчета свести в таблицу)
Проверка зубьев шестерни на выносливость по напряжениям изгиба
4.18. Определение и шестерни
4.19. Определение коэффициентов и
4.20. Определение расчетных напряжений изгиба
4.21. Сопоставление расчетных и допускаемых напряжений
Определение допускаемых напряжений
1. Допускаемые контактные напряжения
Для прямозубых передач за допускаемое контактное напряжение принимают меньшее из значений и соответственно для шестерни и колеса которые определяются по формуле
где –предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений значения приведены в табл.5.1;
–коэффициент долговечности зависящий от режима работы; для передач при длительной работе с постоянным режимом нагружения рекомендуют =1;
–коэффициент безопасности; для зубчатых колес с однородной структурой материала =11; для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зубьев =12; для передач выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями значения коэффициентов безопасности следует увеличить до =125 и =135 соответственно.
б) Для косозубых и шевронных передач принимается условное допускаемое контактное напряжение определяемое по формуле
При этом должно выполняться условие
где - меньшее из значений и .
В противном случае принимают =123.
Формулы для расчета значений МПа (ГОСТ 21354-75)
Способы термической и химикотермической обработки зубьев
Средняя твердость поверхности зубьев
Углеродистые легированные
Отжиг нормализация или улучшение
Поверхностная закалка
Цементация и нитроцементирование
2. Допускаемые напряжения изгиба
Для зубчатой передачи допускаемые напряжения изгиба определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле
где – базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба (значения определяют экспериментально на зубчатых колесах; рекомендации выработанные на базе таких экспериментальных исследований приведены в табл.5.2);
– коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения(реверсирования) нагрузки;
=1 – для зубьев работающих одной стороной;
=07 08 – для зубьев работающих двумя сторонами (большие значения коэффициента принимают для зубьев с поверхностным упрочнением);
–коэффициент долговечности (=1 – для передач при длительной постоянной нагрузке);
– коэффициент безопасности.
Здесь –коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи определяется по табл.5.2;
–коэффициент учитывающий способ получения заготовки (=1–для поковок и штамповок; =115–для проката; =13– для литья).
При проектировочном расчете на выносливость зубьев при изгибе (расчете открытых передач) допускаемое изгибное напряжение можно определить по следующей приближенной формуле согласно ГОСТ21354-75:
для реверсивных передач необходимо уменьшить на 25%.
Пределы выносливости зубьев при изгибе и значения коэффициентов безопасности
Вид термообработки и марки стали
Твердость зубьев HRC
при вероятности неразрушения
Нормализация или улучшение: углеродистые и легированные стали (например стали марок 40 45 40Х 40ХН 40ХФА)
Объемная закалка легированных сталей: стали марок 40Х 40ХН 40ХФА 40ХН2М и др. с применением средств против обезуглероживания;
те же стали при возможном обезуглероживании
Закалка легированных сталей при нагреве ТВЧ по всему контуру: содержание никеля 1% и более (например 40ХН 40ХН2МА); стали марок 40Х 35ХМ и др.
Цементирования легированных сталей: содержание никеля 1% и более и хрома 1% и менее (например 20ХМ 20ХН2М 12ХНЗА);
стали марок 18ХГТ 30ХГТ 12Х2НЦА и др.
Азотирование легированных сталей: стали содержащие алюминий; прочие легированные стали
0-950(HV) 550-750(HV)
Пример расчета привода с одноступенчатым редуктором
Подобрать электродвигатель рассчитать закрытую и открытую передачи одноступенчатого конического редуктора с цилиндрической шестерней на выходном валу по следующим данным. Крутящий момент на выходном валу =160Нм при частоте вращения =355обмин; число зубьев цилиндрической шестерни открытой передачи =23; редуктор нереверсивный предназначен для длительной эксплуатации при постоянном режиме нагружения все колеса прямозубые (рис.6.1).
1. Подбор электродвигателя
1.1. Потребляемая мощность (Вт) привода (мощность на выходе) определяется по формуле
1.2. Потребляемая мощность электродвигателя
где – коэффициент полезного действия (КПД) привода.
КПД привода определяем с учетом потерь в отдельных парах кинематической цепи:
Здесь – КПД зубчатой передачи;
– КПД пары подшипников качения;
– КПД муфты ориентировочные значения которых приводятся в табл. 6.1.
Червячная (закрытая) при числе заходов червяка:
Муфта соединительная
Подшипники качения (одна пара)
Принимая = 096 =099 =098 (табл. 6.1) имеем КПД привода =0960992098=092; мощность потребляемая равна Рпотр=5946092=6460 Вт.
1.3. Диапазон частот вращения вала электродвигателя
С учетом рекомендуемых значений передаточного числа одноступенчатых редукторов приведенных в табл. 1.1 и частоты вращения ведомого вала одноступенчатого редуктора с коническими колесами получим
=355 (1 4)=355 1420обмин.
1.4. Выбор электродвигателя
По рассчитанной мощности Рпотр и диапазону частот выбирают электродвигатель таким образом чтобы его номинальная мощность а синхронная частота вращения вала была самой близкой (из возможных вариантов) к большему значению диапазона . В этом случае размеры и стоимость электродвигателя будут наименьшими.
По величине потребляемой мощности и синхронной частоты вращения по табл.6.2 принимаем электродвигатель серии4А тип 132М6 с мощностью Р=75кВт синхронной частотой nc=1000обмин и асинхронной частотой вращения =970обмин.
Основные размеры электродвигателей единой серии 4А приведены на рис. 6.2 и в табл. 6.3.
1.5. Передаточное число редуктора
Двигатели закрытые обдуваемые единой серии 4А
(типасинхронная частота вращения обмин)
Синхронная частота обмин
2. Проектировочный расчет закрытой передачи
2.1. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Из-за небольшого передаточного числа передачи выбираем для шестерни и колеса материал – сталь 40Х с одинаковой термообработкой l – улучшением и следующими характеристиками (табл. 1.2).
Принимаем HBср= (HBmax+HBmin)2
Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в соответствии с табл. 5.1:
Двигатели. Основные размеры мм
IM1081 IM2081 IM3081
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из и следовательно =515МПа.
Коэффициент безопасности по напряжениям изгиба для зубьев шестерни и колеса выбираем по таблице 5.2.
2.2. Определение диаметра внешней делительной окружности колеса
Основной габаритный размер передачи - делительный диаметр колеса по внешнему торцу - рассчитывают по формуле [1]:
где u – расчетное передаточное число конической передачи u=tg2 или u=
Епр - приведённый модуль упругости для стальных колёс Епр=21105МПа;
T2- вращающий момент на валу колеса Нмм;
KH - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба определяют по графикам на рис. 6.3.
При коэффициенте ширины зубчатого венца колеса относительно внешнего конусного расстояния =0285 по рис. 6.3 определяем коэффициент концентрации нагрузки =123 (консольное расположение шестерни опоры - роликовые).
Диаметр внешней делительной окружности колеса (мм)
Округляем полученное значение до стандартного Ra40 =240мм (см. таблицу 1.5).
2.3. Принимаем число зубьев шестерни =25 тогда число зубьев колеса 27325=6825 принимаем z2=68.
Фактическое передаточное число 272
2.4. Определение основных геометрических параметров зубчатых колес (при =90 и ).
Численные значения параметров
Внешний окружной модуль мм
Внешнее конусное расстояние мм
Ширина зубчатого венца мм
Диаметр внешней делительной окружности мм
Средний окружной модуль мм
Средний делительный диаметр мм
Углы делительных конусов
Внешний диаметр вершин зубьев мм
Примечания: 1. Полученное при расчете значение внешнего окружного модуля не обязательно округлять до стандартного так как конструкции инструментов и зубообрабатывающих станков позволяют одним и тем же режущим инструментом нарезать колеса с разными модулями лежащими в некотором интервале.
Значение ширины зубчатого венца округляют в большую сторону до целого значения по ряду 20 или 40 согласно ГОСТ6636-69 (табл. 1.5).
3. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
3.1. Окружная скорость колеса
При такой скорости назначаем 8-ю степень точности (табл.6.4).
Ориентировочные значения предельных окружных скоростей
для силовых передач (мс)
цилиндрическая передача
3.2. Определение коэффициента динамичности
Коэффициент динамичности принимаем для прямозубых колес по табл. 6.5 с учетом скорости и степени точности =116.
Твердость зубьев колеса НВ
Коэффициент при окружной скорости V мс
3.3. Контактные напряжения
Здесь =085 – опытный коэффициент.
3.4. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
=48045 =515 МПа условие прочности выполняется.
Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет
условие экономичности выполняется.
4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
4.1. Определение эквивалентного числа зубьев и коэффициентов формы зуба (таблица 6.6):
4.2. Определение коэффициентов и .
- эта формула учитывает более благоприятное влияние приработки на контактную прочность чем на изгибную и более тяжелые последствия поломки зубьев [2].
=1+(123-1)15=135; коэффициент динамичности для прямозубых колес (условно полагая их точность на одну степень грубее фактической) =133 (табл. 6.7).
4.3. Напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни
4.4. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений изгиба:
условия прочности выполнены.
5. Проектный расчет шестерни открытой
цилиндрической передачи
5.1. Выбор материала определение допускаемого напряжения.
Для изготовления цилиндрической прямозубой шестерни выберем тот же материал и термообработку что и для конической шестерни закрытой передачи. Тогда =293МПа.
5.2. Определение модуля открытой передачи.
Здесь =14 согласно ГОСТ 21354-87 для прямозубых передач (=112 – для косозубых и шевронных передач с коэффициентом перекрытия >1; =125 – для косозубых передач с ≤1).
Коэффициент ширины зубчатого венца примем равным =04 (табл. 1.6) а коэффициент концентрации нагрузки =14 (рис. 6.4) =396 для z3=23 (табл. 6.6). Тогда
Округляем полученное значение модуля до стандартного m=40мм (табл. 1.3).
5.3.Определение геометрических параметров шестерни.
Наименование параметра
Диаметр делительной окружности мм
Диаметр окружности вершин зубьев мм
Диаметр окружности впадин зубьев мм
6. Проверка зубьев шестерни на выносливость по напряжениям изгиба
6.1. Окружная скорость открытой передачи
Для колес открытой передачи назначаем 9-ю степень точности (табл. 6.4).
6.2. Определение коэффициентов и .
При =04 =14 (по рисунку 6.4).
При 9-ой степени точности (зубья прямые HB350) по табл.6.7 =128.
6.3. Расчетное напряжение изгиба
6.4. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжения
условие прочности выполняется.
7. Проектный расчёт прямозубой конической шестерни открытой передачи
7.1. Выбор материала определение допускаемого напряжения.
Для изготовления конической прямозубой шестерни открытой передачи выберем тот же материал и термообработку что и для прямозубой конической шестерни закрытой передачи 293МПа.
7.2.Модуль зацепления в среднем сечении зуба конического колеса
Здесь =144 – для =04 (назначаем табл.1.6) по рис.6.4;
≤10 – по рекомендации (С. 44 [3]);
7.3. Модуль зацепления на внешнем торце
7.3.Основные геометрические размеры шестерни.
Средний окружной модуль
Делительный диаметр в среднем сечении зуба шестерни
Модуль зацепления на внешнем торце
Внешний делительный диаметр
Ширина зубчатого венца
Угол делительного конуса
Внешний диаметр вершин зубьев
Среднее конусное расстояние
Внешнее конусное расстояние
Для прямозубой конической открытой передачи назначаем uотк=2.
Далее производят проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба аналогично закрытой передачи см. раздел 6.3.
При этом после всех расчетов необходимо проверить соотношение которое должно выполняться в противном случае следует провести корректировку расчетов.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа 2001.
Иванов М.Н. Детали машин. 8-е изд. перераб. – М.: Высшая школа 2003.
Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора. Учеб. пособие М.Ш. Мигранов О.Ф. Ноготков А.А. Сидоренко Л.Ш. Шустер - -М.:Изд-во МАИ 2005.
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение 2001.
ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. – М.: Стандарт 1988.

Рубцов. Определение момента на ключе при затяжке резьбового соединения.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
Уфимский государственный авиационный
технический университет
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОМЕНТА НА КЛЮЧЕ
ПРИ ЗАТЯЖКЕ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ
Методические указания
к лабораторной работе по дисциплине «Механика»
Кафедра основ конструирования механизмов и машин
Составитель В.Н. Рубцов
Определение момента на ключе при затяжке резьбового соединения: Методические указания к лабораторной работе по дисциплине «Механика» Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост. В.Н. Рубцов – Уфа 2007.- 12 с.
Рассмотрены основные силовые соотношения в винтовой паре. Главное внимание уделено практическому определению величин моментов и усилия затяжки.
Предназначены для студентов 3 курса факультета АД специальности 160304 изучающих дисциплину «Техническая механика».
Ил. 3. Табл. 2. Библиогр.: 1 назв.
Рецензенты: доцент Гурьев Б.И.
профессор Газизов Х.Ш.
Уфимский государственный
авиационный технический университет 2007
Краткие сведения и основные расчетные зависимости4
Описание экспериментальной установки7
Порядок выполнения работы8
Контрольные вопросы8
ПРИ ЗАТЯЖКЕ РЕЗБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ
Экспериментальная проверка аналитической зависимости для определения потребного момента на ключе для затяжки резьбового соединения заданным усилием.
Краткие сведения и основные расчетные зависимости
Сборку резьбовых соединений в большинстве случаев осуществляют с предварительной затяжкой которая в зависимости от требований предъявляемых к соединению обеспечивает герметичность нераскрытие стыка или отсутствие сдвига деталей соединения.
Обычно затяжку резьбового соединения осуществляют путем приложения вращающего момента к гайке или головке болта (винта) гаечным ключом гайковертом или отверткой. Этот момент называется моментом на ключе и обозначают . Момент на ключе должен быть таким чтобы преодолеть момент сил сопротивления в резьбе и момент сил трения на торце гайки или головки болта :
Для определения величин и использует зависимости:
- средний диаметр резьбы;
- угол подъема винтовой линии резьбы на среднем цилиндре;
- приведенный угол трения в резьбе;
- приведенный коэффициент трения в резьбе;
- коэффициент трения в резьбе;
a – угол профиля резьбы;
- коэффициент трения на торце гайки (головки винта);
- средний диаметр опорной поверхности гайки;
D – наружный диаметр опорной поверхности гайки;
S – размер под ключ;
– диаметр отверстия под болт.
Используя (1) (2) и (3) при известных геометрических параметрах резьбы можно вывести зависимости для определения :
Описание экспериментальной установки
Установка схема которой показана на рис. 1. Она состоит из рамы 1 резьбового стержня 2 гайки 3 динамометра 4 индикатора часового типа 5 торцовой шайбы 6 фиксирующего штифта 7 упорного шарикоподшипника 8 (рис. 2) направляющей втулки 9 и винта 10. Роль реального болта в установке выполняет резьбовой стержень у которого для удобства замера силы затяжки удалена головка. Роль стягиваемых деталей выполняет рама. Ее функцию в передаче осевого усилия выполняет динамометрический ключ (рис. 3) а проворот исключает винт 10. Роль стягиваемых деталей выполняет рама. Для затяжки испытуемого резьбового соединения к гайке 3 через динамометрический ключ прикладывают необходимый по величине момент. Его значение определяют на основании тарировочного графика динамометрического ключа который приведен в паспорте установки. Силу затяжки определяют по показаниям и индикатора 5 на основании тарировочного графика динамометра который тоже приведен в паспорте установки.
Установка позволяет проводить опыты при отсутствии момента сил трения на торце гайки. Этот вариант показан на рис. 2. Тогда трение скольжения на торцовой поверхности гайки будет заменено трением качения в упорном подшипнике а моментом сил трения качения ввиду его малости можно пренебречь.
Порядок выполнения работы
1. Определить геометрические параметры испытуемых резьбовых деталей и заполнить табл. 1.
2. Определить приведенный угол трения в резьбе приняв fP = 015-017.
3. Определить средний диаметр опорной поверхности гайки.
4. Определить величины TКЛ TР TТ при = 3 5 и 7 кН; приняв fТ =015. Результаты внести в табл. 2.
5. Определить экспериментально значения TКЛ TР при указанных выше усилиях затяжки. Перед проведением экспериментов с целью выбора зазоров в системе нагружения гайку 3 надо затянуть так чтобы стрелка индикатора 5 начала двигаться. После предварительного нагружения индикатор 5 устанавливают на нуль.
6. Определить TТ по экспериментальным значениям в . Результаты экспериментов занести в табл. 2.
7. Построить расчетные и экспериментальные графики зависимостей: и .
8. Дать заключение о соответствии расчета и эксперимента.
Какова цель лабораторной работы?
Какие силы сопротивления препятствуют завинчиванию гайки?
От каких факторов зависит величина момента сил сопротивления в резьбе?
От каких факторов зависит величина момента сил трения на опорном торце гайки (винта)?
Как влияет уменьшение шага резьбы на величину момента затяжки?
От каких факторов зависит величина коэффициентов трения в резьбе и на торце гайки?
Почему момент сил сопротивления упорного подшипника намного меньше момента сил трения на торце гайки?
Иванов И.Н. Финогенов В.А. Детали машин. - М.: - Высшая школа 2006. 408с.
Основные расчетные зависимости
Расчет моментов на ключе при различных усилиях затяжки.
Основные расчетные параметры
Обозначения расчетная зависимость и размерность
Наружный диаметр резьбы болта
Диаметр отверстия под болт
Наружный диаметр опорной
Средний диаметр резьбы
Угол подъема винтовой
Коэффициент трения в резьбе
Средний диаметр опорной поверхности гайки
Приведенный угол трения в резьбе
.Расчетные и экспериментальные значения моментов.
Графические зависимости.
СоставительРУБЦОВ Владимир Николаевич
Определение момента на ключе
при затяжке резьбового соединения
Подписано в печать _26._06.2007. Формат 60х84 116 .
Бумага офсетная. Печать плоская. Гарнитура Times New Roman.
Усл. печ. л. 06. Усл.-кр.-отт. 06. Уч.-изд. л. 05.
Тираж 50 экз. Заказ №
ГОУ ВПО Уфимский государственный авиационный технический университет
Центр оперативной полиграфии УГАТУ
0000 Уфа-центр ул. К. Маркса 12

Мигранов, Минигалеев, Ноготков... УП Проектирование одноступенчатого редуктора.DOC

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего
профессионального образования
Уфимский государственный авиационный технический университет
М.Ш. Мигранов С.М. Минигалеев О.Ф. Ноготков
А.А. Сидоренко Л.Ш. Шустер
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО
Допущено Редакционно-издательским советом УГАТУ в качестве
учебного пособия для студентов очной формы обучения
обучающихся по специальностям 220401 «Мехатроника»;
0402 «Роботы и робототехнические системы»;
0301 «Автоматизация технологических процессов и производств»;
0702 «Физика металлов»; 200401 «Биотехнические и медицинские
аппараты и системы»; 200402 «Инженерное дело
в медико-биологической практике»
д-р техн. наук профессор. Зубаиров С.Г.
д-р техн. наук Набиев Т.С.
М.Ш. Мигранов С.М. Минигалеев О.Ф. Ноготков А.А. Сидоренко
Проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора: учеб. пособие М.Ш. Мигранов С.М. Минигалеев О.Ф. Ноготков
А.А.Сидоренко Л.Ш. Шустер. – Уфа: УГАТУ 2009. – 124 с.
ISBN 978-5-86911-879-0
Изложены основы расчета силовых и кинематических параметров механического привода методы расчета на прочность и основы конструирования зубчатых редукторов помещены необходимые справочные материалы.
Предназначено для студентов специальностей 220401 «Мехатроника»; 220402 «Роботы и робототехнические системы»; 220301 «Автоматизация технологических процессов и производств»; 150702 «Физика металлов»; 200401 «Биотехнические и медицинские аппараты и системы»; 200402 «Инженерное дело в медико-биологической практике» и др.
Табл. 32. Ил. 41. Библиогр.: 6 назв.
Научный редактор д-р техн. наук проф. Л.Ш. Шустер
УДК 621.833-342 (07)
Уфимский государственный
авиационный технический университет 2009
РАСЧЕТ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА .
Определение требуемой мощности двигателя
Определение частоты вращения вала электродвигателя
Основные характеристики асинхронных электродвигателей общего применения .
РАСЧЁТЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки
Расчет допускаемых напряжений ..
Проектный расчёт закрытой цилиндрической передачи .
Геометрический расчет закрытой цилиндрической передачи .
Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи
Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи .
Расчет закрытой конической зубчатой передачи .
Проектный расчет открытой конической прямозубой передач ..
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОПОРНЫХ КОНСТРУКЦИЙ .
Выбор материала валов
Выбор допускаемых напряжений на кручение .
Определение геометрических параметров ступеней валов .
Предварительный выбор подшипников качения ..
Эскизная компоновка редуктора
Проверочный расчет валов на выносливость
Проверка правильности подбора подшипников качения .
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС ..
Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления
Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления
Конические зубчатые колеса ..
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА
РАЗРАБОТКА РАБОЧЕЙ ДОКУМЕНТАЦИИ КУРСОВОГО ПРОЕКТА ..
Разработка сборочного чертежа .
Спецификация сборочного чертежа ..
Правила обозначения конструкторской документации ..
Общие требования к чертежу детали .
Рекомендации по назначению посадок в соединениях
Допуски формы и расположения поверхностей ..
Шероховатость поверхностей .
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ ..
Создание машин отвечающих требованиям рынка должно предусматривать их высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели. Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надёжность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность техническая эстетика. Все эти требования необходимо учитывать в процессе проектирования и конструирования машин.
Основной задачей проектирования и конструирования машин является разработка конструкторской документации необходимой для изготовления опытного образца монтажа испытания и эксплуатации проектируемого изделия.
Проектирование это процесс разработки общей конструкции изделия. Конструирование это дальнейшая детальная разработка всех вопросов решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальное изделие. Проект это документация получаемая в результате проектирования и конструирования.
Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизованы. ГОСТ 2.103-68 устанавливает стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается) эскизный проект рабочая документация. В условиях учебного процесса стадии проектирования несколько упрощаются. В курсовом проекте по прикладной механике изучение основ конструирования студенты начинают с проектирования простейших элементов машин общего назначения. При его выполнении разрабатывают графические и текстовые конструкторские документы. Объём проекта зависит от специализации студента. Знания и опыт полученные студентом при выполнении данного курсового проекта являются базой для выполнения курсовых работ по специальным дисциплинам и дипломного проекта.
Цель курсового проектирования:
систематизировать расширить и закрепить теоретические знания а также развить расчётно-графические навыки у студентов;
ознакомить с конструкциями типовых деталей и узлов;
привить навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний;
помочь овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования;
научить проектантов защищать принятое техническое решение.
В процессе проектирования студенты выполняют следующее:
дают анализ назначения и условий в которых находится проектируемое изделие и наиболее рациональное конструктивное решение с учётом технологических монтажных эксплуатационных и экономических требований;
производят кинематические расчёты;
определяют нагрузки действующие на звенья механизма;
производят расчёты конструкции по критериям работоспособности;
решают вопросы связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей;
продумывают процесс сборки и разборки узлов и механизма в целом.
При этом они работают с действующими стандартами справочной литературой и приобретают навыки пользования ими при выборе конструкции и размеров детали.
Рабочая документация проекта разрабатывается на основе конструктивных решений принятых в техническом проекте и предусмотрена техническим заданием проекта.
Сборочный чертёж редуктора или узла выходного вала выполненный на основании конструктивной компоновки даёт представление о последовательности и порядке сборки а также устанавливает контроль габаритных установочных присоединительных и посадочных (сопряжённых) размеров.
В рабочей документации студенты разрабатывают спецификацию определяющую состав редуктора или узла выполняют необходимые расчёты и рабочие чертежи двух сопряжённых деталей. В заключение приводятся сведения о правилах и порядке оформления и комплектации конструкторской документации курсового проекта в соответствии с нормами и требованиями ЕСКД и СТО УГАТУ 016-2007.
РАСЧЕТ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ
Курсовой проект по прикладной (технической) механике для студентов всех специальностей включает в себя расчёт и проектирование приводов машин работающих при длительной постоянной или переменной нагрузке (транспортёров вентиляторов насосов компрессоров и др.). Проектируемый привод состоит из электродвигателя и одноступенчатого зубчатого редуктора ведущий вал которого соединяется с валом электродвигателя посредством муфты (обычно упругой компенсирующей) а ведомый несёт на себе консольно расположенную шестерню открытой передачи (цилиндрической или конической) или находится под воздействием радиальной нагрузки FM.
Исходными данными к проектированию привода являются:
кинематическая схема редуктора;
мощность на ведомом валу редуктора Pp в кВт или вращающий момент Твых в Нм;
частота вращения ведомого вала n2 в обмин;
число зубьев шестерни открытой передачи на ведомом валу z3 (если передача коническая необходимо задать также передаточное отношение) или значение радиальной нагрузки в Н;
время работы передачи (ресурс) Lh в часах;
типовой режим работы привода.
По этим данным прежде всего подбирают требуемый электродвигатель.
Выбор электродвигателя предусматривает определение его мощности типа частоты вращения вала и основных размеров.
1. Определение требуемой мощности двигателя
Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных. Если указана мощность Рр на ведомом валу то необходимая мощность электродвигателя
где коэффициент полезного действия (КПД) привода в общем случае равный произведению частных КПД ступеней редуктора 1 2 3 k :
Здесь М КПД упругой компенсирующей муфты М = 098 099.
Потери на трение в подшипниках оцениваются множителем
hп = 099 0995 на обе опоры каждого вала.
Значения КПД различных передач приведены в табл. 1.1.
Средние значения КПД механических передач
закрытая червячная при числе заходов червяка:
Примечание: В приводах с параллельными передачами например с раздвоенными колёсами значения КПД из таблицы 1.1 учитывают только один раз.
Если заданы вращающий момент Твых (Нм) и частота вращения ведомого вала n2 (мин -1) то требуемая мощность (в киловаттах)
P = Tвых n2 (9550 ).
2. Определение частоты вращения вала
Требуемая частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле
где i передаточное отношение привода.
В дальнейших расчетах вместо передаточного отношения i = nэд n2 применяют передаточное число u = z2 z1 где z2 число зубьев колеса а z1 число зубьев шестерни (z2 ≥ z1).
Применение u вместо i связано только с принятой формой расчетных зависимостей для контактных напряжений значения которых не зависят от того какое из зубчатых колес является ведущим.
Руководствуясь рекомендациями по выбору значений передаточных чисел в соответствии с заданным типом передачи в редукторе (см. табл. 1.2) определяют возможный диапазон частот вращения вала электродвигателя
nэд = n2 (umin umax).
По рассчитанной мощности Р и диапазону nэд из табл. 1.3 выбирают электродвигатель таким образом чтобы его номинальная мощность Pном ≥ P а номинальная частота nном вращения вала была самой близкой (из возможных вариантов) к большему значению диапазона nэд. В этом случае размеры и стоимость электродвигателя будут наименьшими.
По выбранному электродвигателю определяют расчетное передаточное число зубчатой передачи редуктора
Рекомендуемые значения передаточных чисел
одноступенчатого редуктора
Допускаемые отклонения
зубчатая цилиндрическая
3. Основные характеристики асинхронных
электродвигателей общего применения
На рис. 1.1 представлена характеристика асинхронного электродвигателя выражающая зависимость частоты вращения двигателя от величин вращающего момента.
Здесь Тном номинальный вращающий момент;
Тнач (или Тпуск) момент развиваемый при пуске двигателя;
nном номинальная частота вращения двигателя;
nкр критическая частота вращения двигателя;
nс синхронная частота вращения двигателя (при отсутствии нагрузки) то есть частота вращения магнитного поля она зависит от частоты тока f и числа пар полюсов р: nс = 60 f p.
Асинхронная угловая скорость радсек: wс = 2 p f p.
При стандартной частоте f = 50 1c и числе пар полюсов р от 1 до 4 синхронная частота вращения двигателя nс = 3000 1500 1000 750 обмин.
Частота вращения nном указываемая в каталогах электродвигателей относится к номинальному режиму её и принимают во внимание при определении общего передаточного отношения привода.
Под действием нагрузки частота вращения вала электродвигателя nэд уменьшается по сравнению с nс возникает скольжение s определяемое по формуле s = (nс – nэд) nс. Следовательно nэд = nс (1 – s).
К основным типам асинхронных электродвигателей трёхфазного тока предназначенных для приводов общего применения относят двигатели единой серии марок:
АН – электродвигатели защищенные от попадания капель и твёрдых частиц и от прикосновения к вращающимся и токоведущим частям;
А электродвигатели закрытые обдуваемые по ГОСТ 19523-74 (рис.1.2). Формы исполнения: М100 электродвигатели горизонтальные станина на лапах (см. рис.1.2 а); М200 то же и дополнительно с фланцем на щите (см. рис 1.2 б);
АО2 электродвигатели закрытые обдуваемые по ГОСТ 13859-68 и их модификации.
Технические данные электродвигателей содержатся в каталогах [2 3 4] в табл. 1.3 1.4 приведены краткие выдержки из них.
Двигатели асинхронные короткозамкнутые трёхфазные серии 4А
общепромышленного применения; закрытые обдуваемые. Технические данные
Синхронная частота обмин
Примечание: Структура обозначения типоразмера двигателя (расшифровывается слева направо):
порядковый номер серии; А вид двигателя асинхронный; А станина и щиты двигателя алюминиевые (отсутствие знака означает что станина и щиты чугунные или стальные); М модернизированный; двух- или трёхзначное число высота оси вращения ротора; А В длина сердечника статора; K L M S установочный размер по длине станины; 2 4 6 8 число полюсов; У3 климатическое исполнение и категория размещения (для работы в зонах с умеренным климатом) по ГОСТ 15150-69.
Двигатели. Основные размеры мм
После выбора электродвигателя и определения передаточного отношения редуктора выполняют расчеты зубчатых передач.
РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1. Выбор материала зубчатых колес
и вида термообработки
При выборе материала зубчатых колес следует учитывать назначение проектируемой передачи условия эксплуатации требования к габаритным размерам и возможную технологию изготовления колёс. Основным материалом для изготовления зубчатых колёс является сталь. Необходимую твердость в сочетании с другими механическими характеристиками (а следовательно желаемые габариты и массу передачи) можно получить за счет назначения соответствующей термической или химико-термической обработки стали.
В условиях индивидуального и мелкосерийного производства в мало- и средненагруженных передачах а также в передачах с большими габаритами колес (когда термическая обработка их затруднена) обычно применяют стали с твердостью не более 350 НВ которая обеспечивается нормализацией или термоулучшением материала. При этом возможно чистовое нарезание зубьев непосредственно после термообработки с высокой точностью изготовления а при работе передачи обеспечивается хорошая прирабатываемость зубьев без хрупкого разрушения их при динамических нагрузках.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни НВ1 рекомендуют назначать больше твёрдости НВ2 колеса не менее чем на (10 15) НВ.
В условиях крупносерийного и массового производства целесообразно применять зубчатые колеса с высокотвердыми зубьями. При твердости более 350 НВ её обычно выражают в единицах Роквелла НRC (1 HRC 10 НВ).
Такая твердость обеспечивается после проведения упрочняющих видов термической и химикотермической обработки: закалки (обьемной или поверхностной) цементации с последующей закалкой азотирования и др.
Применение высокотвердых материалов является резервом повышения нагрузочной способности зубчатых передач уменьшения их габаритов и массы. Однако с высокой твердостью материала связаны дополнительные трудности: плохая прирабатываемость зубьев прогрессирующее усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев необходимость проведения термообработки после зубонарезания. Большинство видов упрочняющей термообработки сопровождается значительным короблением зубьев. Для исправления формы зубьев восстановления требуемой степени точности требуются дополнительные дорогостоящие зубоотделочные операции (шлифование полирование притирка и т.п.) что удлиняет технологический процесс изготовления зубчатых колес и значительно повышает стоимость передачи.
Рекомендуемые для изготовления зубчатых колес марки конструкционных сталей виды их термообработки и соответствующие основные механические характеристики приведены в табл. 2.1. При этом важно чтобы размеры заготовок колес (диаметр Dзаг и толщина обода или диска Sзаг) не превышали предельных значений Dпред и Sпред .
Механические характеристики сталей
В графе "Термообработка" приняты следующие обозначения:
Н нормализация У улучшение ТВЧ закалка токами высокой частоты З – объемная закалка ЦК – цементация
Для цилиндрических и конических колёс с выточками принять меньшее из значений Dзаг Sзаг.
2. Расчет допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения. Расчет на усталость рабочих поверхностей зубьев колес при циклических контактных напряжениях базируется на экспериментальных кривых усталости [1] которые обычно строят в полулогарифмических координатах (рис. 2.1).
Здесь: H наибольшее напряжение цикла NH число циклов нагружений H lim(H0)* предел выносливости материала NHG(NH0) базовое число циклов (абсцисса точки перелома кривой усталости).
* В расчётных формулах данного раздела в скобках приведены условные обозначения величин принятые в технической литературе более ранних лет издания.
Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле
где определяют по эмпирическим зависимостям указанным в табл.2.2;
коэффициент безопасности рекомендуют назначать SH = 11 при нормализации термоулучшении или объемной закалке зубьев (при однородной структуре материала по всему объему); SH = 12 при поверхностной закалке цементации азотировании (при неоднородной структуре материала по объему зуба);
ZN ( KHL ) коэффициент долговечности
Если то следует принимать .
Коэффициент ZN учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач ( при NH NHG ).
Расчет числа циклов перемены напряжений выполняют с учетом режима нагружения передачи. Различают режимы постоянной и переменной нагрузки. При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов напряжений
где c число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого одноступенчатого редуктора с = 1);
частота вращения того зубчатого колеса по материалу которого определяют допускаемые напряжения обмин;
t – время работы передачи (ресурс) в часах; t = Lh.
45 40Х 40ХН 45ХЦ 35ХМ и др.
ПП У6 35ХМ 40Х 40ХН и др.
Нормализация улучшение
Закалка ТВЧ по всему контуру (модуль
* Распространяется на все сечения зуба и часть тела зубчатого колеса под основанием впадины.
** Приведён диапазон значений твёрдости в котором справедливы рекомендуемые зависимости для пределов выносливости и предельных допускаемых напряжений (рассчитывают по средним значениям твёрдости в пределах допускаемого отклонения указанного в таблице);
HRCпов твёрдость поверхности HRCсердц твёрдость сердцевины.
Молибденовые стали 25ХГМ 25ХГНМ
Безмолибденовые стали 25ХГТ 35Х
Нитроцементация и закалка
Постоянный режим нагрузки является наиболее тяжелым для передачи поэтому его принимают за расчетный также в случае неопределенного (незадаваемого) режима нагружения.
Большинство режимов нагружения современных машин сводятся приближенно к шести типовым режимам (рис. 2.2):
II средний равновероятный
III средний нормальный
Режим работы передачи с переменной нагрузкой при расчете допускаемых контактных напряжений заменяют некоторым постоянным режимом эквивалентным по усталостному воздействию. При этом в формулах расчетное число циклов NH перемены напряжений заменяют эквивалентным числом циклов NHE до разрушения при расчетном контактном напряжении.
где коэффициент эквивалентности значения которого для типовых режимов нагружения приведены в табл. 2.3.
Расчёт на контакт. усталость
Расчёт на изгибную усталость
Базовое число циклов NHG перемены напряжений соответствующее пределу контактной выносливости рассчитывают по эмпирическим следующим зависимостям
Из двух значений (для зубьев шестерни и колеса) рассчитанного допускаемого контактного напряжения в дальнейшем за расчетное принимают:
– для прямозубых (цилиндрических и конических) передач – меньшее из двух значений допускаемых напряжений и ;
– для косозубых цилиндрических передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев Н1 и Н2 350 НВ – меньшее из двух напряжений и ;
– для косозубых цилиндрических передач у которых зубья шестерни значительно (не менее 70 80 НВ) тверже зубьев колеса
[ H ]= 0 5 ( + ) 125 [H]min
где [H]min – меньшее из значений [H1] и [H2] .
Допускаемые напряжения изгиба. Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле [1]
где предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба значения которого приведены в табл. 2.2;
SF коэффициент безопасности рекомендуют SF = 15 175 (смотри табл. 2.2);
YA(КFC) коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например реверсивные передачи) при односторонней нагрузке YA = 1 и при реверсивной YA = 07 08 (здесь большие значения назначают при Н1 и Н2 > 350 НВ);
YN(KFL) коэффициент долговечности методика расчета которого аналогична расчету ZN (смотри выше).
При Н > 350 НВ но 26 .
При следует принимать = 1. Рекомендуют принимать для всех сталей . При постоянном режиме нагружения передачи
При переменных режимах нагрузки подчиняющихся типовым режимам нагружения (рис. 2.2)
где принимают по табл. 2.3.
3. Проектный расчёт закрытой цилиндрической
При проектном расчёте прежде всего определяют главный параметр цилиндрической передачи межосевое расстояние в мм. Расчёт производят по следующим формулам [1]:
для прямозубой передачи
для косозубой передачи
В указанных формулах знак "+" принимают в расчётах передачи внешнего зацепления а знак "–" – внутреннего зацепления.
Рекомендуется следующий порядок расчётов.
При необходимости определяют (или уточняют) величину вращающего момента на колесе передачи T2 в Нмм. В случае задания в исходных данных на курсовой проект вращающего момента номинальный момент на колесе рассчитываемой передачи . При задании полезной мощности привода (кВт) номинальный вращающий момент на колесе рассчитывают по формуле где – частота вращения вала колеса мин -1.
Из табл. 2.4 назначают относительную ширину колёс в соответствии со схемой расположения колес относительно опор и выбранной ранее твёрдостью поверхностей зубьев. Бльшие значения целесообразно принимать для передач с постоянными или близкими к ним нагрузками. В дальнейшем в расчетах может встретиться относительная ширина колес которую рассчитывают с учетом зависимости .
Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта KH выбирают по кривым на графиках рис. 2.3 а б в соответствии с расположением зубчатых колёс передачи относительно опор твёрдостью рабочих поверхностей зубьев и относительной шириной колес.
Приведённый модуль упругости Eпр в случае различных материалов колёс рассчитывают по соотношению
Если в передаче используется для изготовления колёс один материал (например сталь с E =2.1105 МПа или чугун с E =0.9105 МПа) тогда
Относительная ширина колёс
Схема расположения колёс относительно опор
Твёрдость рабочих поверхностей зубьев
Полученное значение межосевого расстояния aw (мм) для нестандартных передач рекомендуется округлить до ближайшего большего значения по одному из рядов нормальных линейных размеров (табл. 2.5).
Нормальные линейные размеры мм (ГОСТ 6636-69)
Окончание таблицы 2.5 см. на стр. 30
4. Геометрический расчёт закрытой цилиндрической
Определяют модуль зацепления m (или mn для косозубой передачи) из соотношения m(mn) = (001 002)аw если H1 и H2 350 HB и
m(mn) = (0016 00315)аw если H1 и H2 > 350 HB .
Полученное значение модуля необходимо округлить до стандартного значения по 1-му ряду модулей: 10; 125; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм. При этом для силовых передач рекомендуют [1] принимать m(mn) 15 мм.
Для косозубой передачи угол наклона линии зуба назначают в пределах = 8 20.
Далее определяют суммарное число зубьев шестерни и колеса:
для прямозубых колёс
Полученное значение округляют до целого числа.
Число зубьев шестерни определяют из соотношения: где u – передаточное число передачи . Здесь знак "+" для внешнего зацепления знак " для внутреннего зацепления.
Значение z1 следует округлить до целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев необходимо назначать: для прямозубых и для косозубых колёс. Зачастую для уменьшения шума в быстроходных передачах принимают .
Рассчитывают число зубьев колеса передачи .
Определяют фактическое значение передаточного числа передачи с точностью до двух знаков после запятой. Определяют или назначают фактическое межосевое расстояние awф цилиндрической зубчатой передачи. Для прямозубой передачи должно выполняться условие . Для косозубой передачи уточняют значение фактического угла наклона линии зуба
Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитывают как и округляют до целого числа по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 2.5). Тогда ширина зубчатого венца колеса ширина зуба шестерни b1 = b2 + (2 5) мм.
Делительные диаметры рассчитывают по формулам:
– для прямозубых колёс
и для косозубых колёс.
Начальный диаметр шестерни .
Начальный диаметр колеса передачи .
Диаметры вершин зубьев колёс для прямозубых и для косозубых колёс. Диаметры впадин зубьев колёс для прямозубых и для косозубых колёс. Точность вычислений диаметральных размеров колёс должна быть не выше 0001 мм. Угол w зацепления передачи принимают равным углу профиля исходного контура: w = = 20°.
5. Проверочный расчёт закрытой цилиндрической
Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс. Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующих неравенств [1]:
где ZH коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям .
Все геометрические параметры рассчитываемых колёс определены в п.2.4. Для косозубой передачи дополнительно рассчитывают коэффициент торцового перекрытия зубчатой передачи по формуле [1]:
Здесь также знак "+" относится к передачам внешнего зацепления а "–" – внутреннего зацепления.
Рассчитывают (или уточняют) величину вращающего момента Т1 в Нмм на шестерне проверяемой передачи:
где КПД передачи он учитывает потери мощности в зубчатой передаче; обычно = 097.
Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки KHV необходимо по табл. 2.6 назначить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении
Степени точности зубчатых передач
Окружные скорости вращения колёс V мс
Затем по табл. 2.7 находят значение коэффициента KHV для рассчитываемой передачи.
В косозубой передаче теоретически зацепляется одновременно не менее двух пар зубьев. На практике ошибки нарезания зубьев могут устранить двухпарное зацепление и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев. Однако первая пара зубьев нагружена больше чем вторая на размер усилия необходимого для устранения зазора. Это учитывают коэффициентом KH назначаемым из табл. 2.8.
Значения коэффициентов KHV и KFV
Примечания:1. Твёрдость поверхностей зубьев
Верхние цифры относятся к прямым зубьям нижние –
Если в результате проверки выявится существенная недогрузка (свыше 10%) передачи то с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колёс возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по соотношению.
Уточнённое значение рабочей ширины венца рекомендуется округлить до нормального линейного размера (по табл. 2.5).
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба. Расчёт выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колёса и их геометрических параметров.
Проверяют справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба F и допускаемых напряжений [F]:
где коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба . Здесь Y коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии на зубе к основанию зуба где b подставляют в градусах. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися зубьями KF назначают по табл. 2.8.
Окружное усилие в зацеплении колёс рассчитывают по формуле
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта KF определяют по графикам рис. 2.3 а б аналогично рассмотренному выше определению значения коэффициента KH .
Коэффициент формы зуба YF для прямозубых колёс назначают по
табл. 2.9 в зависимости от фактического числа зубьев для прямозубых колёс и от числа зубьев эквивалентных колёс для косозубых колес. Табл. 2.9 составлена для случая отсутствия смещения зуборезного инструмента (x = 0) при зубонарезании.
Если при проверочном расчёте рабочие напряжения изгиба в зубьях колёс оказываются значительно меньшей величины чем допускаемые напряжения то для закрытых передач это вполне допустимо так как нагрузочная способность таких передач ограничивается как правило контактной выносливостью зубьев.
Коэффициент формы зуба YF
6. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи
Учитывая условия и характер работы открытых передач (недостаточная защищённость от загрязнения абразивными частицами и увеличенный абразивный износ при плохой смазке большие деформации валов что приводит к увеличению зазоров в зацеплении возрастанию динамических нагрузок к понижению прочности изношенных зубьев вследствие уменьшения площади их поперечного сечения и как следствие к поломке зубьев) данные передачи рекомендуют рассчитывать по напряжениям изгиба. В этих передачах выкрашивание не наблюдается так как поверхностные слои зубьев изнашиваются и удаляются раньше чем появляются усталостные трещины.
Для проектного расчёта открытых передач по напряжениям изгиба определяют модуль зацепления из выражений [1]:
для прямозубых колес
для косозубых колес
Здесь: z3 число зубьев шестерни открытой передачи (см. исходные данные);
коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно начального диаметра шестерни рекомендуют назначать для открытых передач bd = 01 20;
[F1] допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни Нмм2 определяют в соответствии с п. 2.2. («Расчет допускаемых напряжений»);
Т3 момент на шестерне Нм; ;
смотри с. 37 для проектного расчета принять = 08;
YF3 смотри табл. 2.9.
Полученное значение модуля округляют в большую сторону до значения из стандартного ряда модулей (см. п. 2.4).
Зная значение модуля определяют геометрические размеры шестерни :
диаметр делительный или
диаметр вершин зубьев
диаметр впадин зубьев
Точность вычисления диаметров шестерни до 0001 мм значение ширины зубчатого венца округляют до целого числа по нормальным линейным размерам (см. табл. 2.5). Проверочный расчет такой передачи по контактным напряжениям выполняют в соответствии с п. 2.5. («Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи»).
7. Расчёт закрытой конической зубчатой передачи
Наибольшее применение в редукторостроении получили прямозубые конические колёса у которых оси валов пересекаются под углом = 90 (рис. 2.4) так называемые ортогональные передачи.
Проектный расчёт. Основной габаритный размер передачи делительный диаметр колеса по внешнему торцу рассчитывают по формуле [1]:
где Епр приведённый модуль упругости для стальных колёс Епр = Естали=
T2 вращающий момент на валу колеса Нмм (см.п.2.3 с. 26);
KH коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба определяют по графикам на рис. 2.5.
Здесь Кbe коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния Кbe = bw Re. Рекомендуют принять Кbe 03. Меньшие значения назначают для неприрабатываемых зубчатых колёс когда H1 и H2 > 350 HB или V > 15 мс .
Наиболее распространено в редукторостроении значение Кbe = 0285 тогда предыдущее выражение для определения делительного диаметра по внешнему торцу колеса принимает вид
где up – расчетное передаточное число конической передачи up = tg2 или
Геометрический расчёт. Определяют делительный диаметр шестерни по внешнему торцу .
Число зубьев шестерни назначают по рекомендациям представленным на рис. 2.6.
По значению определяют число зубьев шестерни:
при Н1 45 HRC и Н2 350 HB
при Н1 и Н2 45 HRC .
Вычисленное значение z1 округляют до целого числа.
Определяют число зубьев колеса .
Вычисленное значение округляют до целого числа. После этого необходимо уточнить:
передаточное число передачи
угол делительного конуса колеса
угол делительного конуса шестерни
внешний окружной модуль.
Рекомендуется округлить me до стандартного значения meф по ряду модулей: 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10. После этого уточняют величины диаметров и .
Рассчитывают величину внешнего конусного расстояния передачи
Рабочая ширина зубчатого венца колеса определяют как .
Полученное значение округляют до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров (табл. 2.5).
Определяют расчётный модуль зацепления в среднем сечении зуба
При этом найденное значение mm не округляют!
Рассчитывают внешнюю высоту головки зуба .
Внешнюю высоту ножки зуба определяют как .
Внешний диаметр вершин зубьев колёс рассчитывают по формуле
Угол ножки зуба рассчитывают по формуле .
Проверочный расчёт. При расчёте на выносливость зубьев колёс по контактным напряжениям проверяют выполнение условия
где Eпр приведённый модуль упругости для стальных колёс Eпр = Eстали =
вращающий момент на шестерне Нмм ;
коэффициент расчётной нагрузки ; коэффициент концентрации нагрузки найден ранее по графикам рис. 2.5.
коэффициент динамической нагрузки находят по табл. 2.7 с понижением на одну степень точности против фактической назначенной по окружной скорости в соответствии с рекомендациями (табл. 2.6);
делительный диаметр шестерни в среднем сечении зуба
угол зацепления =20 .
Далее проверяют зубья колёс на выносливость по напряжениям изгиба по формулам [1]:
где окружное усилие в зацеплении Н ;
коэффициент расчётной нагрузки KF = KFb KFV. Здесь
KFb = 1 + 15 (KHb 1) а определяют по табл. 2.7 с понижением точности на одну степень против фактической.
коэффициент формы зуба соответственно шестерни и колеса находят по табл. 2.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колёс
8. Проектный расчёт открытой конической прямозубой
Модуль зацепления в среднем сечении зуба конического колеса рассчитывают по формуле
где кроме рассмотренных выше величин (см. п. 2.6) рекомендуют назначить
Далее рассчитывают основные геометрические параметры зубчатых колёс открытой передачи:
ширину зубчатого венца (с округлением до целого числа по ряду нормальных линейных размеров);
делительный диаметр в среднем сечении зуба шестерни ;
по заданному (или принятому) передаточному числу uотк находим угол при вершине делительного конуса ;
среднее конусное расстояние;
внешнее конусное расстояние;
модуль зацепления на внешнем торце;
внешний делительный диаметр шестерни.
Проверочный расчет такой передачи на выносливость по контактным напряжениям выполняют в соответствии с п. 2.7 («Расчет закрытой конической зубчатой передачи»).
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОПОРНЫХ
В различных узлах машин (в том числе в механических передачах) содержится ряд деталей предназначенных для поддерживания вращающихся элементов зубчатых и червячных колёс шкивов звёздочек и т.д. Такие детали называются валами и осями. По конструкции оси и прямые валы мало отличаются друг от друга но характер их работы существенно различен: оси являются поддерживающими деталями и воспринимают только изгибающие нагрузки; валы представляют собой звенья механизмов передающие крутящие моменты и помимо изгиба испытывают кручение.
Нагрузки воспринимаемые валами и осями передаются на корпуса рамы и станины через опорные устройства подшипники.
Части валов и осей непосредственно соприкасающиеся с подшипниками носят общее наименование «цапфы». Цапфу расположенную на конце вала называют шипом а цапфу на средней части вала шейкой. Цапфы передающие на опоры осевые нагрузки называют пятами.
Оси могут быть неподвижными или вращаться вместе с насаженными на них деталями. Валы при работе механизма всегда вращаются.
Признаками для классификации валов служат их назначение форма геометрической оси конструктивные особенности.
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию совместное действие кручения изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие то их обычно не учитывают.
Расчёт редукторных валов производится в два этапа:
-й проектный (приближённый) расчёт валов на чистое кручение;
-й проверочный (уточнённый) расчёт валов на выносливость по напряжениям изгиба и кручения.
1. Выбор материала валов
В проектируемых редукторах для валов рекомендуется применять термически обрабатываемые среднеуглеродистые и легированные стали 45 40Х 40ХН и др. Механические характеристики сталей для изготовления валов определяют по табл. 2.1.
2. Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчёт валов редуктора выполняют только по напряжениям кручения (как при чистом кручении) то есть при этом не учитывают напряжений изгиба концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Для компенсации этого значения допускаемых напряжений на кручение выбирают заниженными в пределах []K = 12 15 Нмм2. Меньшие значения []K для быстроходных валов большие значения []K для тихоходных валов.
3. Определение геометрических параметров
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. На рис. 3.1 приведены типовые конструкции валов одноступенчатых редукторов: а – быстроходный – цилиндрического; б – быстроходный – конического; в – тихоходный ( - в коническом редукторе).
Проектный расчёт ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: её диаметр d и длину l
Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов мм
Ступень вала и её параметры
Вал-шестерня коническая
Вал-шестерня цилиндрическая (рис.3.1 а)
где Т крутящий момент Нм
передачи или полумуфту
l1 = (1.0 1.5)d1 под полумуфту
только под уплотнение
возможно d3 при d3> da1
l3 определить графически на эскизной компоновке
l4 = B для роликовых конических подшипников
d5 = d3 + 3f; сту-пень можно за-менить распор-ной втулкой
l5 определить графически
Значения высоты t заплечика (буртика) и f величины фаски ступицы колеса и координаты фаски rmax подшипника определяют в зависимости от диаметра ступени d по следующей таблице:
Диаметр d1 выходного конца быстроходного вала соединённого с двигателем через муфту определить по соотношению d1=(08 12)d1(дв)
где d1(дв) диаметр выходного конца вала ротора двигателя (см. табл. 1.4).
Диаметры d2 и d4 под подшипник округлить до ближайшего стандартного диаметра внутреннего кольца подшипника dп.
Диаметры ступеней (кроме d2 и d4) округлить до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 (см. табл. 2.5).
4. Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора типа передачи соотношения сил в зацеплении частоты вращения внутреннего кольца подшипника требуемого срока службы приемлемой стоимости схемы установки.
Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводят в следующем порядке:
В соответствии с рекомендациями табл. 3.2 определяют тип серию и схему установки подшипников.
По справочнику-каталогу [6 2] выбирают типоразмер подшипников по величине диаметра внутреннего кольца подшипника равного диаметру d2 и d4 ступеней вала под подшипники.
По выбранному из каталога типоразмеру определяют основные параметры подшипников: геометрические размеры d D B(TС); динамическую Сr и статическую Сr0 грузоподъёмности. Здесь D диаметр наружного кольца подшипника В ширина шарикоподшипника; T и С осевые размеры конического роликоподшипника.
5. Эскизная компоновка редуктора
Эскизная компоновка устанавливает положение шестерни и колёса закрытой зубчатой передачи шестерни открытой передачи и муфты относительно стенок корпуса редуктора и подшипниковых опор определяет расстояния lБ и lТ между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов а также точки приложения сил давления от шестерни открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм от точки приложения реакции ближнего подшипника (рис. 3.2).
При необходимости эскизная компоновка выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А2 или А1 карандашом в контурных линиях в масштабе 1:1 и должна содержать эскизное изображение редуктора в двух проекциях основную надпись (см. рис.3.2 и рис. 6.1 форма 1). Эскизную компоновку редуктора рекомендуется выполнять в такой последовательности:
Предварительный выбор подшипников
радиальные шариковые однорядные
с одной фиксир. опорой
при отношении осевой силы Fa действующей
на подшипник к радиальной реакции в опоре Fa FR 025 –радиальные шариковые однорядные
при Fa FR > 025 – роликовые конические типа 7000
роликовые конические типа 7 000
радиально-упорные шариковые типа 46000 при n1 1500 обмин
роликовые конические типа 7000 или 1027000
Намечают расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колёс.
Проводят оси проекций и осевые линии валов.
В цилиндрическом редукторе оси валов проводят на межосевом расстоянии параллельно друг другу в коническом – под углом 90°.
Вычерчивают зубчатую передачу в соответствии с геометрическими параметрами шестерни и колеса полученными в результате проектного расчёта. Места зацепления колёс показывают в соответствии с рис. 3.3: а – передача цилиндрическая; б – коническая.
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колёс за внутренние стенки корпуса контур стенок проводят с зазором = 8 10 мм. Расстояние hM (рис. 3.2) между дном корпуса и поверхностью вершин зубьев колёс для всех типов редукторов принимают hM 4 (с целью обеспечения зоны отстоя масла).
Действительный контур корпуса редуктора зависит от его кинематической схемы размеров деталей передач способа транспортировки смазки и тому подобного и определяется при разработке конструктивной компоновки.
Вычерчивают ступени вала на соответствующих осях в соответствии с геометрическими размерами d и l полученными в проектном расчёте валов (см. табл. 3.1) и графическим определением конструкции валов для цилиндрического редуктора (см. рис. 3.2). Ступени валов вычерчивают в последовательности от 3-й к 1-й. При этом длина 3-й ступени l3 получается конструктивно как расстояние между противоположными стенками редуктора или равное длине ступицы колеса.
На 2-й и 4-й ступенях вычерчивают контуры подшипников по размерам d D B (T С) в соответствии со схемой их установки (см. табл. 3.2). Для конических роликоподшипников h = (D d) 6.
Контуры подшипников проводят основными линиями.
Определяют расстояния lБ и lТ между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.
Радиальную реакцию подшипника считают приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения подшипника с осью вала (рис. 3.4):
а)для радиального подшипника точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника а расстояние между реакциями опор вала
б)для радиально-упорных шарикоподшипников и конических роликовых точка приложения реакции смещается от средней плоскости подшипника и её положение определяется расстоянием a измеренным от широкого торца наружного кольца (см. рис. 3.4 а б):
для радиально-упорных однорядных шарикоподшипников;
для конических однорядных роликоподшипников.
Здесь d D B T геометрические размеры подшипников; угол контакта; e коэффициент осевого нагружения.
Определяют точки приложения консольных сил:
а)на выходном валу силы (давления Fоп ремённой или цепной передач; зацепления зубчатых передач Ftoп Faoп Froп) считают приложенными к середине выходного конца l1 вала на расстоянии lоп от точки приложения реакции ближнего подшипника (см. рис. 3.4 в) .
б)на входном валу силу давления муфты Fм приложенную между полумуфтами считают распределённой поэтому можно принять что точка приложения силы Fм находится посередине выходного конца соответствующего вала на расстоянии lм от точки приложения реакции смежного подшипника (см. рис.3.4 а и б).
Проставляют на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры.
Пример конструкции выходного вала показан на рис. 3.4 в. В одноступенчатом цилиндрическом редукторе обычно применяют зубчатое колесо с симметричной ступицей и располагают его на равных расстояниях от опор.
В индивидуальном и мелкосерийном производствах валы изготовляют ступенчатыми снабжая буртами для упора колёс и подшипников. Во всех вариантах конструкций подшипники устанавливают "враспор". Регулировка подшипников выходного вала как и подшипников входного вала осуществляется установкой набора тонких металлических прокладок под фланец привертной крышки а в конструкциях с закладной крышкой установкой компенсаторного кольца при использовании радиального шарикоподшипника или нажимного винта при использовании конических роликоподшипников.
6. Проверочный расчёт валов на выносливость
На практике установлено что для валов основным видом разрушения является усталостное разрушение. Статическое разрушение происходящее под действием случайных кратковременных перегрузок наблюдается значительно реже. Поэтому для валов расчёт на выносливость (сопротивление усталости) является основным и заключается в определении расчётных коэффициентов запаса усталостной прочности в потенциально опасных сечениях предварительно намеченных в соответствии с эпюрами моментов и наличием на валу концентраторов напряжений.
Расчёт валов на выносливость проводят в следующем порядке.
а)Составление расчётной схемы по чертежу вала и определение расчётных нагрузок и опорных реакций.
При составлении расчётной схемы валы рассматривают как прямые брусья лежащие на двух шарнирных опорах. Подшипники качения воспринимающие радиальные и осевые силы рассматривают как шарнирно-неподвижные опоры а подшипники воспринимающие только радиальные силы как шарнирно-подвижные.
Схемы приложения нагрузок могут быть разные создающие щадящие или наихудшие условия работы рассматриваемого вала. Основными нагрузками на валы являются силы от передач и полумуфт. На расчётных схемах эти силы а также вращающие моменты изображают как сосредоточенные и приложенные в серединах ступицы. Влиянием силы тяжести валов и насаженных на них деталей пренебрегают. Силы трения в опорах не учитывают. На рис. 3.5 приведен пример расчетной схемы выходного вала цилиндрического зубчатого редуктора с открытой прямозубой шестерней.
Внешние силы Ft Fr Fа действующие в полюсе зацепления приводят к оси вала и изображают раздельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях при этом возникают моменты пар сил – вращающий Т2=05Ft2d2 и изгибающий Ma=05Fa2d2. Здесь d2 делительный диаметр колеса. Линейные размеры особенности формы и конструктивные элементы вала выявляются при конструировании передач подшипниковых узлов муфт с учётом рекомендаций.
Уточняют расстояния между точками приложения внешних сил к валу. Систему сил действующих на вал доводят до равновесного состояния достраивая реакции в опорах.
б)Построение эпюр изгибающих моментов в общем случае в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и эпюры крутящих моментов проводят в следующей последовательности.
Определяют реакции в опорах из условия равновесия вала составляя уравнения статики
Правильность определения реакций RA и RB проверяют с помощью уравнения .
Определяют внутренние изгибающие моменты в поперечных сечениях на каждом участке вала методом сечений составляя уравнения равновесия:
Под расчётной схемой вала строят эпюры крутящих и изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях от всех действующих нагрузок. По этим эпюрам определяют результирующий изгибающий момент в любом сечении вала.
Предположительно намечают опасные сечения вала подлежащие проверке учитывая характер эпюр изгибающих и крутящих моментов ступенчатую форму вала и места концентрации напряжений.
в)При расчёте коэффициента запаса усталостной прочности принимают что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу а напряжения кручения по отнулевому. Выбор отнулевого цикла для напряжений кручения основан на том что большинство валов передает переменные по значению но постоянные по направлению вращающие моменты.
Определяют амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала в опасных сечениях: и амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала
где результирующий изгибающий момент в рассматриваемом опасном сечении;
изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях в данном опасном сечении Нмм;
Т крутящий момент на валу Нмм;
Wx и Wp – моменты сопротивления нетто-сечения вала изгибу и кручению соответственно мм3.
Для опасных сечений определяют коэффициенты запаса усталостной прочности и сравнивают их с допускаемыми.
При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:
запас сопротивления усталости только по изгибу.
Коэффициент запаса сопротивления усталости только по кручению берётся как меньшая величина из двух значений:
запас сопротивления усталости только по кручению;
коэффициент запаса прочности на кручение по пределу текучести.
Меньшее по величине значение s подставляют в формулу для определения суммарного запаса усталостной прочности.
В предыдущих формулах a и a амплитуды переменных составляющих циклов напряжений а m и m постоянные составляющие;
-1 и -1 пределы выносливости выбранного материала вала при симметричном цикле нагружения. Их определяют по таблицам или по приближённым формулам [1]:
где предел прочности материала вала;
Т предел текучести при сдвиге;
kd и kF масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности;
k и k эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении [1].
и коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;
Углеродистые мягкие стали
Среднеуглеродистые стали
Сопротивление усталости можно существенно увеличить применяя тот или иной метод поверхностного упрочнения: поверхностную закалку токами высокой частоты дробеструйный наклёп обкатку роликами азотирование цементация и т.д. Можно также существенно уменьшить концентрацию напряжений изменением формы соответствующих мест перехода.
7. Проверка правильности подбора подшипников качения
Выбранный в ходе проектирования узла вала типоразмер подшипника должен быть проверен на работоспособность по динамической грузоподъёмности.
Проверка правильности выбора подшипников может быть проведена двумя способами:
)по сравнению требуемой Cr треб и паспортной Cr пасп динамической грузоподъёмности подшипника когда должно выполняться условие
)по обеспечению заданной долговечности подшипника то есть
LhЕзадан Lhфакт где с учётом режима нагрузки LhЕзадан=НLh
(см. табл. 2.3 с. 24).
Здесь фактический срок работы подшипника в часах рассчитывают по зависимости
гдеa1 – коэффициент надёжности обычно принимают a1 = 1 при 90% надёжности;
a2 – обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла деталей подшипника и условий его эксплуатации для обычных условий эксплуатации назначают a2 = 07 08 (для шарикоподшипников) и a2 = 06 (для роликоподшипников);
n – частота вращения вала мин-1.
Рr–эквивалентная динамическая нагрузка для проверяемого подшипника рассчитывается в общем случае по формуле
здесь FR и Fa – соответственно радиальная и осевая силы в опоре. Для радиальных шарикоподшипников осевая сила Fa – это осевая нагрузка возникающая в зацеплении косозубых цилиндрических или конических зубчатых колёс. Для радиально-упорных подшипников расчёт осевой силы имеет некоторые особенности (см. ниже);
V коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо подшипника вращается при вращении внутреннего кольца V = 1;
kб коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки при умеренных толчках kб = 13 15;
kt температурный коэффициент для температуры подшипникового узла
X и Y коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок на подшипник назначаются по табл. 16.5 [1] в зависимости от параметра осевого нагружения подшипника е. При малой осевой силе по сравнению с радиальной действие осевой силы в расчёт не принимается то есть X=1 и Y=0 .
Особенности расчёта осевой силы радиально-упорных подшипников качения связаны с наклоном нормальной (равнодействующей) силы в контакте тел качения и беговых дорожек колец на угол контакта и возникновением внутренних осевых сил S. Для радиально-упорных шарикоподшипников для радиально-упорных конических роликоподшипников
Поскольку в общем случае радиальные силы (реакции) в опорах вала не равны между собой то возникают дополнительные осевые силы к действующим внешним осевым которые должны быть учтены при проверке подшипников. Подробнее рекомендуется ознакомиться с методикой расчёта осевых сил в [1].
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
1. Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления
Форма зубчатого колеса зависит от его габаритных размеров от серийности производства. При отсутствии в техническом задании на курсовое проектирование указаний о серийности производства редукторов его можно задать отдавая предпочтение индивидуальному и мелкосерийному производству. На рис. 4.1 приведены простейшие формы колес изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве.
При небольших диаметрах колес их изготавливают из прутка а при больших заготовки колес получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием на дисках колес выполняют выточки. При диаметрах da 80 мм эти выточки как правило не делают.
Длину lст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины b2 зубчатого венца колеса. Длину ступицы lст согласуют также с расчетами соединения (шпоночного шлицевого или с натягом) выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал (или с вала на колесо) и с диаметром посадочного отверстия d:
lст = (08 15)d обычно lст = (1 12)d.
Выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы в зацеплении. В одноступенчатых редукторах колеса делают со ступицей симметрично выступающей в обе стороны от диска колеса.
Диаметр dст ступицы назначают в зависимости от материала колеса: для стали dст = (15 155) d; для чугуна dст = (1.55 16) d; для легких сплавов dст = (16 17) d; меньшие значения принимают для шлицевого соединения вала с колесом большие - для шпоночного и соединения с натягом.
Ширину S торцов зубчатого венца принимают S = 22 m + 005 b2
где m модуль зацепления мм.
На торцах зубчатого венца выполняют фаски: при твердости рабочих поверхностей зубьев менее 350 НВ f45 при более высокой твердости - под углом = 15 20 на всю высоту зуба. Обычно f = (05 06)m.
При серийном производстве колес заготовки получают из прутка свободной ковкой (рис. 4.2) а при годовом объеме выпуска колес более 100 штук применяют двусторонние штампы (рис. 4.3).
Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штамповочных уклонов 7 и радиусов закруглений R 6 мм.
Толщина диска С рекомендована для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы колеса
2. Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления
Размеры dст lст S f основных конструктивных элементов колес внутреннего зацепления (рис. 4.4) принимают по соотношениям для колес внешнего зацепления.
Конструктивное исполнение колес внутреннего зацепления может быть выполнено по одному из вариантов показанных на рис. 4.4 а б и отличающихся расположением ступицы относительно зубчатого венца: а ступица расположена внутри колеса что обеспечивает лучшие условия работы зацепления по сравнению с вариантом б в котором ступица вынесена за контур зубчатого венца. Однако вариант а можно применять в том случае если между ступицей колеса и внутренней поверхностью зубчатого венца размещается зуборезный долбяк которым изготовляют зубья колеса.
В табл. 4.1 приведены рекомендуемые диаметры De долбяка и размер ширины канавки а для выхода долбяка и размещения стружки образующейся при долблении зубьев прямозубых колес.
Размер а канавки в косозубых колесах внутреннего зацепления увеличивают на 30 40. Глубину канавки во всех случаях принимают
h = 25m толщину диска колеса С = (03 035) b2 .
3. Конические зубчатые колеса
Конструктивные формы конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев dae 120 мм представлены на рис. 4.5.
При угле делительного конуса колеса 30 45 допускаются обе конструкции конических колес. Размер ступицы колеса определяют по рекомендациям для цилиндрических зубчатых колес.
При внешнем диаметре вершин зубьев колеса свыше 120 мм рекомендуют конструкции колес показанные на рис. 4.6.
По форме на рис. 4.6 а конструируют колеса при единичном или мелкосерийном производстве. Колеса меньших диаметров изготавливают точением из прутка (из цилиндрической заготовки) больших свободной ковкой с последующей токарной обработкой.
По рис. 4.6 б конструируют конические колеса при крупносерийном производстве. Тонкими линиями показаны контуры заготовки колеса получаемой ковкой в двусторонних штампах (штамповкой).
При любой форме колес внешние углы зубьев притупляют фаской
f05mе. Ширину зубчатого венца принимают равной S = 25mе +2 мм. Торец зубчатого венца шириной b=07S используют для установки заготовки колеса в приспособлении при нарезании зубьев на станке. Для уменьшения объема точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1 2 мм.
Принципиально возможны два конструктивных исполнения шестерен зубчатых передач: за одно целое с валом (вал - шестерня) и отдельно от вала (насадная шестерня). Качество вала-шестерни (жесткость точность зацепления и т.п.) оказывается выше а стоимость изготовления ниже чем вала с насадной шестерней поэтому все шестерни редукторов как правило выполняют за одно целое с валом. На рис. 4.7 показаны характерные конструктивные формы вала - шестерни.
На рис. 4.7 а конструкция шестерни обеспечивает нарезание зубьев со свободным выходом зуборезного инструмента (червячной фрезы или долбяка). При больших передаточных числах передачи наружный диаметр шестерни как правило мало отличается от диаметра вала и валы - шестерни конструируют в этом случае по форме на рис. 4.7 б.
Выход червячной фрезы определяют графически по ее наружному диаметру Dф назначаемому в зависимости от модуля зацепления и степени точности передачи по следующим рекомендациям:
По возможности желательно избегать конструкции врезных шестерен так как в этом случае затрудняется работа червячной фрезы или шлифовального круга (при чистовой обработке зубьев).
На рис. 4.7 в показан вариант конструкции конического вала - шестерни.
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты их от загрязнения организации системы смазки а также воспринятия сил возникающих в зацеплении редукторной пары подшипниках открытой передаче.
В проектируемых одноступенчатых редукторах принята в основном конструкция разъёмного корпуса состоящего из крышки и основания (рис. 5.1 5.2). Корпуса вертикальных цилиндрических редукторов могут иметь (рис. 5.1) в отдельных случаях два разъёма что определяет ещё одну часть корпуса среднюю. Несмотря на разнообразие форм корпусов они имеют одинаковые конструктивные элементы подшипниковые бобышки фланцы рёбра соединённые стенками в единое целое и их конструирование подчиняется некоторым общим правилам.
Форма корпуса определяется в основном технологическими эксплуатационными и эстетическими требованиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов: подшипниковые бобышки и рёбра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса (см. рисунки типовых конструкций редукторов в атласе и [2]).
Предлагаемые формы корпусов не единственные. В случае необходимости можно создавать другие конструкции.
Габаритные (наружные) размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной передачи и кинематической схемой редуктора
При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию зубчатая передача вписывается в параллелепипед (см. рис. 5.1). Поэтому конструирование зубчатой передачи валов и подшипниковых узлов размеры которых предварительно определены в эскизном проекте (см. рис. 3.2) выполняются во взаимосвязи с конструированием корпуса.
В малонагруженных редукторах (Т2 500 Нм) толщины стенок крышки и основания корпуса принимаются одинаковыми (рис. 5.3) мм где Т2 вращающий момент на колесе тихоходного вала Нм.
Внутренний контур стенок корпуса очерчивают по всему периметру корпуса с учётом зазоров и hМ между контуром и вращающимися деталями (см. рис. 3.2).
Особое внимание уделяют фланцевым соединениям которые воспринимают нагрузки от зубчатой передачи.
Различают пять видов фланцев:
фундаментный основания корпуса (рис. 5.4);
подшипниковый бобышки основания и крышки корпуса;
соединительный основания и крышки корпуса;
крышки подшипникового узла;
крышки смотрового люка.
Конструктивные элементы фланца с соответствующим ему индексом выбирают в зависимости от диаметра d крепёжного винта (болта) из таблицы 5.1 [2] или определяют по рекомендации (рис. 5.5):
для винтов ширина k 2.2d ; координата оси отверстия С = k 2 ;
высота опорной поверхности под головку мм;
для болтов ширина k 27d ;
координата оси отверстия С = k2 (1 2) мм.
Диаметр d крепёжного винта (болта) определяется в зависимости от значения главного геометрического параметра редуктора aw по табл. 5.1.
В таблице индекс диаметра d крепёжного винта (болта) указывает на его принадлежность соответствующему фланцу (см. рис. 5.3 5.5).
Фундаментный фланец основания корпуса предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите). Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных или четырёх небольших платиков (см. рис. 5.3 5.4). Места крепления располагают на возможно большем (но в пределах корпуса) расстоянии друг от друга L1. Длина опорной поверхности платиков L=L1+ ширина b1=24d01+15; высота h1 = (23 24).
Проектируемые редукторы крепятся к раме (плите) четырьмя болтами (шпильками) расположенными в нишах корпуса. Размеры ниш даны на рис. 5.5; высота ниш h01 = (20 25) d1 при креплении шпильками h01 = 25 (d1 + ) болтами. Форма ниши (угловая или боковая) определяется размерами формой корпуса и расположением мест крепления. По возможности корпус крепится к раме (плите) болтами снизу что исключает необходимость конструирования ниши.
Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса предназначен для соединения крышки и основания разъёмных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых болтов (винтов) (см. рис. 5.3); на продольных длинных сторонах корпуса; в крышке наружу от её стенки в основании – внутрь от стенки.
Количество подшипниковых (стяжных) винтов равно 2 для вертикальных редукторов и 3 для горизонтальных.
Подшипниковые стяжные винты ставят ближе к отверстию под подшипник на расстоянии L2 друг от друга так чтобы расстояние между стенками отверстий диаметром d02 и DT (при установке торцовой крышки подшипникового узла) было не менее 3 5 мм (см. рис. 5.3). Высота фланца определяется графически исходя из условий размещения головки винта на плоской опорной поверхности подшипниковой бобышки.
В цилиндрическом горизонтальном редукторе (см. рис. 5.3) винт расположенный между отверстиями под подшипники помещают посередине между этими отверстиями. При этом наружные торцы подшипниковых бобышек для удобства обработки выполняют в одной плоскости.
В разъёмных корпусах при сравнительно небольших продольных сторонах (при aw (de2) 160) фланец высотой h2 выполняют одинаковым по всей длине (см. рис. 5.3). На коротких боковых сторонах крышки и основания корпуса не соединённых винтами фланец расположен внутрь корпуса и его ширина k3 определяется от наружной стенки; на продольных длинных сторонах соединённых винтами d3 фланец располагается: в крышке корпуса наружу от стенки в основании внутрь.
Количество соединительных винтов n3 и расстояние между ними L3 принимают по конструктивным соображениям в зависимости от размеров продольной стороны редуктора и размещения подшипниковых стяжных винтов. При сравнительно небольшой длине продольной стороны можно принять d3 = d2 и h3 = h2 и поставить один два винта (см. рис. 5.3). При длинных продольных сторонах принимают h3 = 15 для болтов h3 = 15 + d3 для винтов а количество винтов n3 и расстояние между ними L3 определяют конструктивно.
Фланец для крышки подшипникового узла в котором отверстие (полость) в случаях неразъёмной или разъёмной подшипниковой бобышки закрывается торцовой крышкой подбирается по диаметру винтов d4 (табл. 5.2).
Диаметр наружного кольца подшипника
Параметры присоединительного фланца торцовой крышки подшипникового узла определяют по табл. 5.3 и 5.4.
Фланец для крышки смотрового окна (см. рис. 5.1 5.2 5.6) для которого размеры сторон количество винтов n3 и расстояние между ними LБ устанавливают конструктивно в зависимости от места расположения окна и размеров крышки смотрового окна; высота фланца h5 = 3 5 мм.
Для закрепления в корпусе сливных пробок отдушин маслоуказателей на крышке и основании предусмотрены опорные платики (фланцы). Размеры сторон платиков должны быть на величину e = 3 5 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Высота платика h=05d
Подшипниковые бобышки предназначены для размещения комплекта деталей подшипникового узла (см. рис. 5.1 5.3 ). В зависимости от конструкции крышки и основания корпуса редуктора возможно различное расположение бобышек подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов.
Конструктивные элементы фланца крышки и бобышки
По диаметру D наружного
кольца подшипника или стакана
Диаметр центровой окружности винтов
По центровому диаметру крышки D1
Диаметр кольцевой расточки DБ0 DТ0
В редукторах вертикального исполнения (рис. 5.1) когда разъем крышки и основания корпуса выполняют по оси ведомого вала подшипниковые бобышки расположены внутри коробчатого корпуса.
В редукторах горизонтального исполнения (рис. 5.2) когда разъем корпусных деталей выполняют по осям валов бобышки подшипниковых узлов в основании корпуса располагают внутри корпуса а в крышке – снаружи.
Внутренний диаметр подшипниковой бобышки быстроходного DБ и тихоходного DТ вала равен внутреннему диаметру фланца для крышки подшипникового узла (см. табл. 5.4) а наружный DБ3 (DТ3) = DБ (DТ) + 3
где толщина стенки корпуса.
Длина гнезда подшипниковой бобышки при этом учитываются размеры деталей регулирующих устройств внутренних уплотнений и крышек.
Определение длины l подшипникового гнезда мм
Комплект деталей подшипникового узла
с внутренним уплотнением
без внутреннего уплотнения
смотри рисунок А13 [4]
смотри рисунокА11 [4]
l = Н + H1 + B(T) + (10 12)
l = Н + H1 + B(T) + (3 5)
Примечания: 1. h высота центрирующего пояса торцовой крышки или высота врезной крышки (см. таблицу К15).
B(T) ширина подшипника.
H1 высота регулировочного винта.
H высота нажимной шайбы.
Рассмотрим рекомендации по конструированию отдельных деталей и элементов корпуса редуктора.
Смотровой люк (рис. 5.6). Служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Для удобства осмотра его располагают на верхней крышке корпуса что позволяет также использовать люк для заливки масла. Смотровой люк делают прямоугольной или (реже) круглой формы максимально возможных размеров. Люк закрывают крышкой. Широко применяют стальные крышки из листов толщиной k 2 мм (см. рис. 5.6 а). Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставят уплотняющие прокладки из картона (толщиной 1 15 мм) или полоски из резины (толщиной 2 3 мм). Если с такой крышкой совмещена пробка-отдушина то её приваривают к ней или прикрепляют развальцовкой (рис. 5.6 б).
На рис. 5.6 в приведена крышка совмещённая с фильтром и отдушиной. Внутренняя крышка окантована с двух сторон вулканизированной резиной. Наружная крышка плоская вдоль длинной её стороны выдавлены 2 3 гофра через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой. Пространство между крышками заполнено фильтром из тонкой медной проволоки или другого материала. Крышки крепятся к корпусу винтами с полукруглой или полупотайной головкой.
Если смотровой люк отсутствует или расположен в боковой стенке корпуса то в верхней плоскости крышки корпуса предусматривают отверстие под отдушину. Иногда по конструктивным соображениям контроль уровня смазки зацепления осуществляют жезловым маслоуказателем установленным в крышке корпуса для чего предусматривается специальное отверстие. Эти отверстия можно использовать и для заливки масла.
Установочные штифты (см. рис. 5.7). Расточку отверстий под подшипники (подшипниковые гнёзда) в крышке и основании корпуса производят в сборе. Перед расточкой отверстий в этом соединении устанавливают два фиксирующих штифта на возможно большем расстоянии друг от друга для фиксации относительного положения крышки корпуса и основания при последующих сборках. Фиксирующие конические штифты располагают наклонно или вертикально (см. рис. 5.7 а и б) в зависимости от конструкции фланца. Там где невозможно применение конических штифтов встык соединения ставят со стороны каждой стенки по одному (всего 4) цилиндрическому штифту (см. рис. 5.7 в). Диаметр штифта d = (07 08) d3 где d3 диаметр соединительного винта.
Отжимные винты. Уплотняющее покрытие плоскости разъёма склеивает крышку и основание корпуса. Для того чтобы обеспечить их разъединение при разборке рекомендуют применять отжимные винты которые ставят в двух противоположных местах крышки корпуса. Диаметр отжимных винтов принимают равным диаметру соединительных d3 или подшипниковых d2 стяжных винтов.
Проушины (см. рис. 5.8).
Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины отливая их заодно с крышкой. По варианту рис. 5.8 а проушина выполнена в виде ребра жесткости с отверстием по рис. 5.8 б в виде сквозного отверстия в корпусе. Выбор конструкции проушины зависит от размеров и формы крышки корпуса.
Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку (рис. 5.9). Оба отверстия (рис. 5.9 а) желательно располагать рядом на одной стороне основания корпуса в доступных местах. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища или несколько ниже его.
Дно желательно делать с уклоном 1 2° в сторону отверстия. У самого отверстия в отливке основания корпуса выполняют местное углубление для стока масла и отстоявшейся грязи (рис. 5.9). Отверстие под маслоуказатель должно располагаться на высоте достаточной для точного замера верхнего и нижнего уровней масла. Форма и размер отверстий зависят от типа выбранных маслоуказателя и сливной пробки (см. рис. 5.1 5.2). Наружные стороны отверстий оформляют опорными платиками. При установке маслоуказателя и сливной пробки с цилиндрической резьбой обязательно применяют уплотнительные прокладки из паронита или резиновое кольцо. Пробка с конической резьбой не требует уплотнения.
РАЗРАБОТКА РАБОЧЕЙ ДОКУМЕНТАЦИИ
1. Разработка сборочного чертежа
Сборочный чертёж редуктора или узла вала выполненный на основании конструктивной проработки даёт представление о всех деталях о последовательности и порядке сборки а также устанавливает нормы контроля габаритных посадочных установочных и присоединительных размеров.
Разработка сборочного чертежа производится в соответствии с ГОСТ 2.109 ЕСКД. Сборочный чертёж (СБ) выполняется на чертёжной бумаге нужного формата карандашом в масштабе 1:1 и должен содержать:
минимальное и необходимое для полного понимания конструкции количество проекций;
местные изображения (виды разрезы сечения);
номера позиций всех деталей;
текстовую часть включающую техническую характеристику редуктора и технические требования которые должны быть выполнены или проконтролированы по данному сборочному чертежу;
Сборочные чертежи проектируемых одноступенчатых редукторов выполняют в двух проекциях с необходимым количеством разрезов сечений на основании предварительно разработанной конструктивной компоновки. В случае невозможности размещения проекций на одном листе формата А1 следует выполнить каждую проекцию на отдельном листе; при этом основная надпись выполняется на первом листе по форме 1 и на втором по форме 2а (в соответствии с рис. 6.1).
Все необходимые размеры на сборочных чертежах указывают в соответствии с ГОСТ 2.307 ЕСКД. Линейные размеры и их предельные отклонения на чертежах указывают в миллиметрах без указания размерности. Нанесение (расположение) размера при различных положениях размерных линий на чертеже определяется наибольшим удобством его чтения.
Различают следующие размеры наносимые на проекциях сборочного чертежа: габаритные справочные посадочные установочные и присоединительные. Общее количество размеров на чертеже должно быть минимальным но достаточным для изготовления и контроля.
Габаритные размеры (высоту длину и ширину с учётом элементов открытых передач и (или) полумуфты) наносят по крайним точкам редуктора.
Справочные размеры (размеры не подлежащие выполнению по данному чертежу и указываемые для удобства пользования чертежом) отмечают знаком «*» а в технических требованиях записывают: «*Размеры для справок».
Установочные и присоединительные размеры это размеры конструктивных элементов предназначенных для крепления узла в конструкции и присоединения к нему других элементов привода.
Посадочные размеры указывают на характер сопряжения деталей в соединениях типа "цилиндрический вал - втулка" "шпонка - шпоночный паз" "прямобочные шлицы - шлицевой паз" и т.п.
Обычно на сборочном чертеже приводят главный параметр редуктора межосевое расстояние (с предельными отклонениями) зубчатой или червячной передач внешний делительный диаметр конического колеса в конической передаче.
Размерные линии проводят непосредственно к линиям видимого контура осевым центровым и другим линиям элементов редуктора. Размерные линии предпочтительно наносить вне контура изображения.
Размеры не регламентированные стандартами на конкретные изделия и их элементы или не обусловленные строгими геометрическими расчётами должны быть выбраны из рядов нормальных линейных размеров.
Числа обозначающие размерные и предельные отклонения не допускается пересекать или разделять какими бы то ни было линиями чертежа. Не допускается разрывать линию контура для нанесения размерного числа и наносить размерные числа в местах пересечения размерных осевых или центровых линий. В месте нанесения размерного числа осевые центровые линии и линии штриховки прерывают.
Всем элементам входящим в сборочную единицу присваивают номера в соответствии с номерами позиций указанными в спецификации этой сборочной единицы.
Номера позиций деталей указывают на полках линий-выносок длиной 10 мм которые располагают параллельно основной надписи чертежа вне контура изображения и группируют в строчку или в колонку по возможности на одной линии.
Номера позиций указывают на тех изображениях на которых соответствующие составные элементы проецируются как видимые. Номера позиций наносят на чертеже как правило только один раз.
Размер шрифта номеров позиций должен быть на 1 или 2 размера больше чем размер шрифта принятого для размерных чисел на этом же чертеже.
Разрешено делать общую линию-выноску с вертикальным расположением номеров позиций для группы крепёжных деталей относящихся к одному и тому же месту крепления. В этих случаях линию-выноску проводят от изображения составной части номер которой указывают первым.
Линии-выноски начинаются точкой (если линия-выноска пересекает контурную линию и не отводится от какой-либо линии) или стрелкой (если линия-выноска отводится от линии видимого контура). Линии-выноски не должны быть по возможности горизонтально или вертикально расположенными не должны быть параллельны линиям штриховки не должны пересекаться и пересекать размерные линии и элементы изображения к которым данная надпись не относится. Допускается проводить линии-выноски с одним изломом.
Текстовую часть сборочного чертежа выполняют в соответствии с требованиями ГОСТ 2.316 ЕСКД. Она необходима для лучшего понимания конструктивного устройства узла. Текстовую часть размещают на свободном поле чертежа над основной надписью (на расстоянии 12 15 мм) в виде колонки шириной не более 185 мм. При необходимости текст располагают в нескольких колонках из которых вторую и последующие размещают слева от основной надписи. Надписи на чертежах должны быть краткими и точными без сокращений слов кроме общепринятых.
Текстовая часть сборочного чертежа редуктора содержит техническую характеристику его и технические требования. Заголовки частей текста не подчёркивают. Каждый пункт записывают с красной строки.
Техническая характеристика включает:
передаточное отношение (число) редуктора ;
вращающий момент на выходном валу Твых Нм;
частоту вращения выходного вала n2 обмин;
степень точности передачи или коэффициент полезного действия .
Технические требования содержат:
требования к покрытию плоскости разъёма корпусных деталей герметиком;
сведения по окраске необработанных поверхностей корпуса;
сорт и количество масла для смазывания передачи и подшипников редуктора;
редуктор обкатать в течение 2 часов под нагрузкой равной половине заданной номинальной.
Основная надпись сборочного чертежа выполняется по форме 1 и заполняется в соответствии с требованиями ГОСТ 2.104 ЕСКД (см. рис.6.1).
2. Спецификация сборочного чертежа
Спецификация сборочного чертежа (рис. 6.2) составляется в соответствии с ГОСТ 2.109 ЕСКД и определяет состав редуктора (узла вала).
Пояснительная записка
Спецификация необходима для изготовления редуктора комплектования конструкторских документов и планирования запуска в производство.
Спецификацию выполняют на листах формата А4 карандашом и выпускают вместе с текстовым документом. В учебных курсовых проектах спецификацию помещают в приложении к пояснительной записке.
Наименование каждого раздела записывают в виде заголовка в графе "Наименование" строчными буквами (кроме первой прописной) и подчёркивают. Ниже каждого заголовка оставляют одну свободную строку. В конце каждого раздела спецификации оставляют несколько резервных строк и резервных номеров позиций. Спецификацию заполняют сверху вниз.
В раздел "Документация" вносят записи "Сборочный чертёж" и "Пояснительная записка".
В раздел "Сборочные единицы" вносят имеющиеся сборочные единицы (узлы) непосредственно входящие в проектируемое изделие и комплектуемые отдельно от него (например жезловый маслоуказатель фильтр очистки масла червячное колесо и т.д.).
В раздел "Детали" записывают изделия для изготовления которых должны быть разработаны рабочие чертежи. Записи указанных деталей разрешается производить в произвольном порядке.
В разделе "Стандартные изделия" записывают изделия выполненные по государственным республиканским отраслевым стандартам а также по стандартам предприятий. В пределах каждой категории стандартов запись рекомендуется производить по группам изделий объединённых по их функциональному назначению (крепёжные изделия подшипники качения и т.п.); в пределах каждой группы в алфавитном порядке наименований изделий а в пределах каждого наименования в порядке возрастания основных параметров или размеров изделия.
В раздел "Прочие изделия" вносят нестандартные изделия выбранные по каталогам прейскурантам и т.п. Запись изделий производят по однородным группам. Пример заполнения спецификации сборочного чертежа с основной надписью соответствующей заглавному листу спецификации приведён на рис. 6.2. Для последующих листов спецификации применяют ту же форму но с основной надписью по форме 2а (см. рис. 6.1) .
3. Правила обозначения конструкторской документации
Каждому изделию должно быть присвоено обозначение. Это же обозначение присваивают всем относящимся к данному изделию конструкторским документам. Обозначение документации разрабатываемой в ходе выполнения курсового проекта по прикладной (технической) механике предложено кафедрой "Основы конструирования механизмов и машин" (ОКМ и М) на основании стандарта предприятия [5].
В обозначении выделяют знаки основные и дополнительные.
Основное обозначение содержит 13 знаков разделенных пробелами и точками на три группы (рис. 6.3).
Первая группа знаков основного обозначения (четыре знака) представляет собой код разработчика который устанавливается распоряжением государственного образовательного учреждения высшего профессионального образования УГАТУ.
Для учебных чертежей и текстовых конструкторских документов разрабатываемых студентами при выполнении работ (проектов) по кафедре основ конструирования механизмов и машин (ОКМ и М) код разработчика представляет собой четырехзначный индекс кафедры (1404) установленный приказом № 966-0 по университету от 29 ноября 2007 г.
Вторая группа знаков основного обозначения (шесть знаков) представляет собой код классификационной характеристики который устанавливает кафедра выпустившая документ.
Первая цифра этой группы кодирует характер работы к которой относится документ:
– расчетно-графическая работа а также чертеж выполненный при прохождении курса технического черчения;
– отчет по лабораторной работе;
– учебно-исследовательская работа (реферат);
Последующие знаки второй группы в учебных документах содержат код дисциплины вариант (схему) задания и номер индивидуальных исходных данных.
На кафедре ОКМ и М приняты следующие коды учебных дисциплин:
– теория механизмов и машин;
– детали машин и основы конструирования;
– техническая (прикладная) механика.
Третья группа знаков основного обозначения (три знака) представляет собой порядковый регистрационный номер который используют для обозначения детали по спецификации на чертеже а также во всех случаях когда есть потребность в порядковой нумерации. В остальных случаях третью группу знаков заполняют нулями.
Дополнительное обозначение изделий и конструкторских документов представляет собой буквенный код документа: СБ – сборочный чертеж; ВО – чертеж общего вида; ГЧ – габаритный чертеж; МЧ – монтажный чертеж; МЭ – электромонтажный чертеж; ТЧ – теоретический чертеж; УЧ – упаковочный чертеж; ВС – ведомость спецификаций; ВП – ведомость покупных изделий; ПЗ – пояснительная записка и пр.
Дополнительное обозначение может быть дополнено цифрами но общее количество знаков не может быть более четырех.
4. Общие требования к чертежу детали
Чертёж детали является документом содержащим изображение детали и все данные определяющие размеры точность шероховатость поверхностей материал и его термическую или химико-термическую обработку и другие технические требования необходимые для изготовления и контроля качества детали.
Нанесение размеров. Общее количество размеров на чертеже детали должно быть минимальным но достаточным для её изготовления и контроля. При нанесении размеров учитывают положение детали в изделии удобство и экономичность изготовления сборки и её ремонта.
Размеры не подлежащие выполнению по данному чертежу и указываемые для удобства пользования чертежом являются справочными. Они отмечаются на чертеже одним или несколькими знаками * а в технических требованиях записывают:
* Размеры для справок.
На чертежах деталей у размеров контроль которых технически затруднён наносят знак ** а в технических требованиях помещают запись:
** Размеры обеспечиваются инструментом .
Размерные линии можно проводить непосредственно к линиям видимого контура детали осевым центровым и другим линиям. Размерные линии предпочтительно наносить вне контура изображения детали.
Размеры определяющие расположение сопрягаемых поверхностей проставляют как правило от конструктивных или технологических баз с учётом возможностей выполнения и контроля этих размеров.
Конструктивная база определяет положение детали в сборочной единице; такой базой может быть как реальная поверхность так и геометрические элементы детали (оси или плоскости симметрии).
Технологические базы определяют положение детали при обработке и являются реальными поверхностями. Технологические базы могут совпадать с конструктивными или отличаться от них.
При нанесении размеров определяющих форму поверхностей применяют условные обозначения: (диаметр) (квадрат) (уклон) (дуга) R (радиус) и др.
Выбор способа нанесения размеров (от одной общей базы или от нескольких баз заданием размеров нескольких групп элементов или заданием размеров цепочкой) зависит от требований точности детали и от технологического процесса её обработки.
Один из размеров детали составляющих размерную цепь необходимо оставлять свободным то есть его на чертеже или не наносить или указывать в качестве справочного размера.
Размеры детали относящиеся к одному и тому же конструктивному элементу (пазу выступу и т.п.) рекомендуется группировать на том изображении на котором геометрическая форма данного элемента показана наиболее полно.
Размеры нескольких одинаковых элементов детали как правило наносят один раз с указанием на полке линии-выноски количества этих элементов.
При нанесении размеров элементов равномерно расположенных по окружности вместо угловых размеров определяющих взаимное расположение элементов указывают только их количество.
Предельные отклонения размеров. Предельные отклонения размеров следует указывать непосредственно после номинальных размеров для всех квалитетов точнее 12-го. Предельные отклонения размеров низкой точности (13-го квалитета и грубее) не указывают непосредственно после номинальных размеров а оговаривают записью в технических требованиях следующего содержания: "Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий – Н14 валов – h 14 остальных IT 142".
Рекомендуемые предельные отклонения линейных размеров в миллиметрах указывают в скобках после условного обозначения поля допуска размера (например или ).
При записи предельных отклонений числовыми значениями верхнее отклонение размера помещают над нижним. Предельные отклонения равные нулю не указывают.
При симметричном расположении поля допуска (например для посадок типа Js или js ) величину отклонения указывают один раз со знаком при этом высота цифр определяющих отклонения должна быть равна высоте шрифта номинального размера например 8JS9(±0018).
Предельные отклонения указываемые числовыми значениями в виде десятичной дроби записывают не более чем с 3 знаками после запятой выравнивая количество знаков в верхнем и нижнем отклонениях добавлением нулей.
Предельные отклонения угловых размеров указывают только числовыми значениями (45 30').
Предельные отклонения диаметров резьбы указывают только условными обозначениями полей допусков:
для наружной резьбы среднего и наружного диаметров (M10-7h6e);
для внутренней резьбы среднего и внутреннего диаметров
Участки поверхности детали с одним номинальным размером но с различными предельными отклонениями разделяют сплошной тонкой линией и номинальный размер с отклонениями указывают для каждого участка отдельно.
Все детали машин и механизмов изготавливаются по размерам указанным в рабочих чертежах деталей. Размер – это числовое значение линейной величины (диаметра ширины длины и т.д.) в выбранных единицах измерения (в метрической системе измерений в миллиметрах). Различают номинальный действительный и предельный размеры элементов деталей.
Номинальные размеры имеют допустимые отклонения (верхнее и нижнее). Различают отклонения размеров действительные и предельные. Действительное отклонение это алгебраическая разность между действительным и соответствующим номинальным размерами; предельное отклонение это алгебраическая разность между предельным и соответствующим номинальным размерами. Верхнее отклонение размера есть алгебраическая разность между наибольшим предельным и соответствующим номинальным размерами. Нижнее отклонение размера алгебраическая разность между наименьшим предельным и соответствующим номинальным размерами.
Допуск размера это разность между наибольшим и наименьшим предельными размерами или абсолютная величина алгебраической разности между верхним и нижним отклонениями размера.
В соответствии с требуемой точностью исполнения номинальных размеров детали установлены 19 квалитетов точности каждый из которых рассматривается как соответствующий одному уровню точности для всех номинальных размеров. Наибольшее распространение получили квалитеты от 6-го до 15-го расположенные в порядке убывания точности.
При графическом изображении поля допуска отклонение размера откладывают от нулевой линии: при расположении нулевой линии горизонтально положительные отклонения откладывают вверх от неё а отрицательные вниз (рис. 7.1).
Детали составляющие машину или отдельный механизм связаны между собой тем или иным способом. Эти связи разделяют на подвижные (шарниры зацепления подшипники и пр.) и неподвижные (резьбовые шпоночные сварные и др.). Неподвижные связи деталей в технике называют соединениями. Характер соединения деталей называют посадкой. Характеризует посадку разность действительных размеров деталей до сборки.
Посадки могут обеспечивать в соединении гарантированный зазор или гарантированный натяг (см. рис. 7.1). Группа переходных посадок может иметь или зазор в соединении деталей или натяг (см. рис.7.2) в зависимости от действительных размеров деталей типа "Вал" (охватываемая поверхность 2) и "Втулка" (охватывающая поверхность 1).
Разнообразные посадки удобно получать изменяя положение относительно нулевой линии поля допуска или вала или отверстия оставляя положение поля допуска одной детали неизменным. Деталь у которой положение поля допуска остаётся без изменения и не зависит от вида посадки называют основной деталью системы. Если этой деталью является охватывающая ("Втулка") то соединение выполнено в системе отверстия что чаще всего является предпочтительным (см.рис.7.1). Если же основной деталью является охватываемая деталь ("Вал") то соединение выполнено в системе вала. У основного отверстия нижнее отклонение размера EI = 0 а поле допуска направлено в сторону увеличения номинального размера. У основного вала верхнее отклонение размера es = 0 а поле допуска направлено в сторону уменьшения номинального размера.
Основные отклонения размеров обозначают буквами латинского алфавита: для отверстий прописными A B C D E H и т.д. для вала строчными a b c d e f g h и т.д.
Для посадок с гарантированным зазором когда наименьший предельный размер отверстия больше наибольшего предельного размера вала или равен ему рекомендуют применять неосновные валы с отклонениями размеров d f g h; для переходных посадок валы js k m n. Для посадок с гарантированным натягом когда наибольший предельный размер отверстия меньше наименьшего предельного размера вала или равен ему рекомендуют назначать неосновные валы с отклонениями размера p r s t.
Посадки в цилиндрических соединениях деталей обозначают комбинациями условных обозначений полей допусков (например в системе отверстия; та же посадка в системе вала).
В табл. 7.1 7.3 приведены значения полей допусков наиболее распространённых квалитетов основных отклонений отверстий и валов предпочтительных посадок.
Значения полей допусков мкм
Значения основных отклонений отверстий наиболее
употребляемых посадок мкм
Значения основных отклонений валов наиболее
2. Рекомендации по назначению посадок
в соединениях типовых деталей
Соединения "вал - ступица". Для передачи вращающего момента чаще всего используют шпоночные соединения с применением призматических (или сегментных) шпонок. При этом рекомендуются следующие посадки соединений с гарантированным натягом:
для колёс цилиндрических прямозубых H7p6 (H7r6);
для колёс цилиндрических косозубых и шевронных H7r6 (H7s6);
для колёс конических прямозубых H7s6 (H7t6).
При этом посадки с бльшим натягом (указанные в скобках) следует назначать для реверсивных передач.
Для удобства сборки по выбранной посадке с натягом зубчатого колеса на вал с установленной шпонкой рекомендуется предусматривать направляющий цилиндрический участок вала с допуском по d11 (рис. 7.3).
Посадки призматических шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78: для ширины паза на валу по для ширины паза в ступице при неподвижном соединении нереверсивной передачи по Js9h9 и при неподвижном соединении реверсивной передачи по P9h9 .
Если по результатам расчёта на прочность шпоночного соединения требуется слишком длинная шпонка (свыше полутора диаметров посадочного участка вала) целесообразно применить шлицевое соединение. Наиболее распространены соединения прямобочными шлицами с центрированием по наружному диаметру D. Для неподвижных соединений регламентированы следующие посадки элементов шлицевых соединений:
для центрирующей поверхности D
для рабочих боковых поверхностей b D9e8 .
Посадки колец подшипников качения. Значения допусков посадочных участков вала и отверстия корпуса под подшипник выбирают в соответствии с характерными случаями нагружения колец подшипников при работе:
а)кольцо вращается относительно радиальной нагрузки подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению;
б)кольцо неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению.
При этом рассматривают наиболее распространённый в общем машиностроении случай применения подшипников качения нормального класса (0) и руководствуются следующими соображениями.
При нагружении внутреннего кольца подшипника циркуляционной нагрузкой без ударов поле допуска вала назначают по k6 для шариковых подшипников и по m6 для роликовых подшипников.
При нагружении наружного кольца подшипника местной нагрузкой поле допуска отверстия корпуса назначают по Н7 что обеспечивает возможность перемещения кольца как в осевом так и в окружном направлениях (под действием сил трения). Это позволяет в целом повысить долговечность подшипника.
Посадки крышек подшипников. По конструкции различают крышки привёртные крепящиеся к корпусным деталям винтами и закладные которые возможно применять в редукторах имеющих плоскость разъёма корпуса по осям валов. В отличие от так называемых глухих крышек имеются крышки снабжённые центральным отверстием для выходного конца вала.
Глухие привёртные крышки устанавливают в корпус по посадке H7d11 обеспечивающей гарантированный зазор в соединении что не приводит однако к вытеканию смазки из подшипникового гнезда из-за создания герметичного стыка деталей по фланцу крышки в результате затяжки винтов крепления крышки к корпусу.
Сквозную привёртную крышку помещают в корпус с обеспечением посадки H7h8 что гарантирует нормальную работу манжетного уплотнения.
Закладные крышки подшипников (как глухие так и с центральным отверстием для выходного конца вала или с резьбовым отверстием под нажимной регулировочный винт) удерживаются в корпусе кольцевым выступом шириной S для которого в корпусных деталях протачивают канавку. Посадку деталей по кольцевому выступу назначают как H11h11 а по наружному диаметру крышки H7h8 что гарантирует очень малый зазор препятствующий вытеканию масла из полости подшипникового гнезда.
Посадки стаканов подшипников. Одной из особенностей конструкции конической зубчатой передачи является консольное расположение конической шестерни. Концентрацию нагрузки при этом стремятся уменьшить повышением жёсткости узла опорных подшипников. Повышенные требования к жёсткости диктуются и необходимостью высокой точности осевого расположения конических зубчатых колёс что обеспечивается регулировкой зацепления в процессе сборки передачи.
В конструкциях узлов конических шестерён применяют радиально-упорные подшипники главным образом конические роликоподшипники устанавливаемые в стакане по схеме "врастяжку" или "враспор" [2].
Для удобства регулирования осевого положение конической шестерни подшипники опор заключены в стакан что обеспечивает независимую регулировку зазора в подшипниках. В этом случае применяют посадку стакана в корпус H7js6.
Посадки полумуфт на валах. Полумуфты устанавливают на цилиндрические (по ГОСТу 12080-72) или конусные (по ГОСТу 12081-72) концы валов.
При постоянном направлении вращения и умеренно нагруженных валах когда рабочие напряжения кручения в сечении вала не превышают 15 МПа полумуфты устанавливают на гладкие цилиндрические концы валов по переходным посадкам типа H7k6 или H7m6.
При реверсивной работе а также при существенно нагруженных валах
( >15 МПа) применяют посадку H7n6.
При больших нагрузках работе со значительными толчками и ударами а также при реверсивной работе предпочтительно полумуфты устанавливать на конусные концы валов. Посадку полумуфты на конусный конец вала производят с обязательным приложением осевой силы (с помощью болта через торцовую шайбу или с помощью круглой шлицевой гайки). Затяжкой полумуфты на конусные концы валов можно создать значительный натяг в соединении и обеспечить точное радиальное и угловое положение полумуфты относительно вала.
Установку полумуфт на цилиндрические шлицевые концы валов применяют если при прочностном расчёте шпоночного соединения длина посадочного отверстия (длина ступицы) получается свыше полутора диаметров вала. Посадку полумуфты по наружному центрирующему диаметру шлицев тогда принимают типа H7js6.
Посадки шестерни открытой передачи. Шестерня открытой зубчатой передачи в кинематической схеме привода машины располагается консольно на конце выходного (тихоходного) вала редуктора. При сборке узла тихоходного вала установку шестерни производят в конце операции. Для предотвращения повышенных нагрузок на опорные подшипники этого вала при установке рекомендуют посадки типа H7p6 или H7n6.
Посадки шкивов ремённой передачи. Для передачи вращающего момента от приводного электродвигателя на входной (быстроходный) вал редуктора зачастую применяют ремённую передачу.
Для удобства надевания и замены ремней при сборке и эксплуатации ременной передачи шкивы обычно устанавливают консольно на конусные концы валов. В случае установки шкива на цилиндрический конец вала применяют посадку Н7k6 при установке на конусный конец вала осевое крепление шкива производят по одному из способов приведенных в [2 рис. 20.1 и 20.2].
3. Допуски формы и расположения поверхностей
Для обеспечения работоспособности детали в процессе эксплуатации машины или механизма наряду с выполнением размеров детали по чертежу необходимо обеспечить при изготовлении требуемую форму её поверхностей (плоскость цилиндр конус и т.п.) а также правильное взаимное расположение поверхностей (параллельность перпендикулярность соосность и т.д.). Погрешности формы и расположения поверхностей возникают при механической обработке деталей вследствие упругих деформаций металлорежущего оборудования инструмента и обрабатываемых деталей неоднородности материала заготовок деталей и других причин.
Допуски формы и расположения поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2.308-79. Эти обозначения состоят из графического символа обозначающего вид допуска (табл. 7.4) числового значения допуска в миллиметрах и буквенного обозначения базы или поверхности с которой связан допуск расположения.
Допуски формы и допуски расположения поверхностей после их определения округляют до ближайшего числа (мкм) из ряда предпочтительных:
Знаки условного обозначения допусков формы и расположения поверхностей
На чертежах условное обозначение этих допусков указывают в прямоугольных рамках (рис. 7.4). Рамку знака располагают горизонтально. В необходимых случаях допускается вертикальное расположение рамки.
Разрешается допуски формы и расположения поверхностей указывать текстом в технических требованиях чертежа детали если отсутствует условный знак допуска.
С элементом детали к которому относится этот допуск рамку условного обозначения соединяют сплошной тонкой линией оканчивающейся стрелкой направленной на этот элемент (цилиндрическая поверхность торец рабочая поверхность шпоночного паза и т.д.).
Базы обозначают зачернённым равносторонним треугольником высота которого равна высоте размерных чисел. Если базой является поверхность (посадочное отверстие детали цапфа вала и т.д.) то основание треугольника располагают на видимой контурной линии или на её продолжении на некотором расстоянии от размерной линии. Если же базой является ось (или плоскость) симметрии то основание треугольника располагают непосредственно под стрелкой размерной линии (рис. 7.5).
Вал и вал-шестерня. Чаще всего базой измерения для этих деталей является общая ось посадочных поверхностей для подшипников качения. Эта ось обозначена на рис. 7.6 буквами АВ.
На этом же рисунке приведены обозначения основных диаметров вала (dп dо dБ и d) а в рамках условные обозначения допусков формы и расположения и номера позиций в соответствии с которыми по табл. 7.5 определяют числовые значения этих допусков.
Пример выполнения рабочего чертежа вала приведен на рис.7.7.
Допуски формы и расположения поверхностей
= 0.5t где t допуск размера поверхности
T на диаметре dn по табл. 7.6 в зависимости от типа подшипника качения.
T на диаметре d по табл. 7.7
Степень точности допуска соосности по табл. 7.8
T = 60n мм только для n 1000 обмин
Т на диаметре dо по табл. 7.9. Степень точности допуска при базировании подшипников: шариковых 8 роликовых – 7.
Т на диаметре dВ при для седьмой и восьмой 6; для девятой – 7.
Т = 05 tшп T = 2 tшп
где tшп допуск ширины шпоночного паза
Допуск соосности поверхности цапфы вала длиной В = 10 мм
Радиальный шариковый однорядный
Радиально-упорный шариковый однорядный
Радиальный с короткими цилиндрическими роликами
Радиально-упорный конический роликовый однорядный Радиальный шариковый и роликовый двухрядный сферический
Примечание:при длине В (мм) посадочного места подшипника на валу отличного от В1=10 мм табличное значение допуска соосности следует умножить на 01 В1.
Допуск соосности поверхности вала
Степень точности допуска соосности
Допуск соосности мкм
Степень точности допуска соосности в зависимости
от кинематической точности зубчатой передачи
Диаметр делительной окружности колеса мм
Зубчатое колесо. На рис. 7.8 показаны несколько зубчатых колёс и условные обозначения баз и допусков формы и расположения поверхностей.
В соответствии с позициями приведёнными на этом рисунке в табл. 7.10 даны указания для определения допусков и расположения поверхностей.
Назначение каждого из допусков формы и расположения поверхностей зубчатого колеса следующее:
в позиции 1 – допуск цилиндрической посадочной поверхности колеса назначают чтобы ограничить концентрацию напряжений на посадочной поверхности;
Степени точности допусков параллельности перпендикулярности
Степень точности допусков параллельности перпендикулярности
Допуски параллельности перпендикулярности
Допуски формы и расположения поверхностей
= 05t где t - допуск размера отверстия d.
T на диаметре dст рассчитывают только при ld 07 по таблице 7.9. Степень точности допуска при базировании подшипников: шариковых – 8 роликовых – 7.
T на диаметре dст рассчитывают только при ld 07 по таблице 7.9. Степень точности допуска при базировании подшипников: шариковых – 7 роликовых – 6.
T =05tшп ; Т = 2tшп где tшп - допуск ширины шпоночного паза
в позиции 2 – допуск перпендикулярности торца ступицы колеса задают чтобы создать точную базу для подшипника качения и уменьшить перекос колец подшипников;
в позиции 3 – допуск параллельности торцов ступицы для узких колес (ld 07 ) задают по тем же соображениям что и допуск перпендикулярности торца ступицы. Если у колеса нет выточки следовательно нет и размера dст то допуск параллельности торцов ступицы относится к условному диаметру равному 15 2 размерам посадочного отверстия. Тогда в рамке условного обозначения приводят значение допуска параллельности и условный диаметр измерения например для условного диаметра 50 мм при допуске параллельности 0016 мм.
Если торцы ступицы не участвуют в базировании подшипников то допуски по позициям 2 и 3 не назначают.
Пример выполнения рабочего чертежа зубчатого колеса приведен на рис.7.9.
4. Шероховатость поверхностей
Из всех параметров шероховатости установленных ГОСТ 2789-73 наибольшее применение в общем машиностроении имеет среднее арифметическое отклонение Ra в мкм.
При обозначении на чертежах шероховатости поверхностей принимают во внимание следующее.
Если вид обработки поверхности конструктором не устанавливается применяют знак . Это обозначение является предпочтительным.
Если требуется чтобы поверхность была образована обязательно путём удаления слоя материала например точением шлифованием и прочее применяют знак .
Если поверхность образована без удаления слоя материала (ковкой штамповкой накатыванием роликами и пр.) применяют знак . Такой же знак применяют для обозначения шероховатости поверхностей не обрабатываемых по данному чертежу.
Числовые значения параметров шероховатости Ra можно принимать по следующей рекомендации [2 с. 323]:
для посадочных поверхностей отверстий и валов по табл. 7.10;
для других основных поверхностей деталей по табл. 7.11.
Параметры шероховатости Ra мкм
Торцы буртиков валов для базирования :
подшипников качения класса точности 0
зубчатых колёс при отношении l d 08
зубчатых колёс при отношении l d 08
Поверхности валов под резиновые манжеты
Поверхности шпоночных пазов на валах:рабочие
Поверхности шпоночных пазов в отверстиях:рабочие
Поверхности шлицев на валах соединения:
боковая поверхность зубанеподвижного
Поверхности шлицев в отверстиях колёс:
боковая поверхность неподвижного соединения
боковая поверхность подвижного соединения
цилиндрические поверхности центрирующие:
неподвижного соединения
подвижного соединения
цилиндрические поверхности нецентрирующие
Торцы ступиц зубчатых колёс центрирующихся по торцам
заплечиков валов при l d 07
Окончание табл. 7.12
Торцы ступиц зубчатых колёс по которым базируют подшипники качения класса 0
Нерабочие поверхности торцов ступиц зубчатых колес
Профили зубьев зубчатых колёс степени точности:
Поверхности выступов (вершин) зубьев зубчатых колёс
Фаски и выточки на колёсах
Рабочая поверхность шкивов ремённой передачи
Рабочие поверхности (боковые) зубьев звёздочек цепных передач
Отверстия под болты винты
Опорные поверхности под головки болтов винтов гаек
Примечание:Шероховатость поверхностей не указанных в данной таблице можно определить по формуле Ra 005 t где t допуск размера поверхности.
Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений. 6-е изд. перераб. М.: Высшая школа 2000. 383 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов. 7-е изд. перераб. и доп. М.: Высшая школа 2001. 447 с.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов С.А. Чернавский К.Н.Боков И.М. Чернин и др. 2-е изд. перераб. и доп. М.: Машино-строение 1988. 416 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. М.: Высшая школа 1991. 432 с.
СТО УГАТУ 016-2007. Графические и текстовые конструкторские документы. Требования к построению изложению оформлению. Уфа: Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т 1998. 82 с.
Подшипники качения: Справочник-каталог Под ред. В.Н.Нарышкина и Р.В. Коросташевского. – М.: Машиностроение 1984. – 280 с. ил.
МИГРАНОВ Марс Шарифуллович
МИНИГАЛЕЕВ Сергей Мунирович
НОГОТКОВ Олег Федорович
СИДОРЕНКО Александр Александрович
ШУСТЕР Лева Шмульевич
Редактор Соколова О.А.
Подписано в печать 26.01.2009. Формат 6084 116. Бумага офсетная.
Печать плоская. Гарнитура Times. Усл. печ. л. 78.
Усл. кр.– отт. 78. Уч.–изд. л. 76.
ГОУ ВПО Уфимский государственный авиационный технический университет
Редакционно-издательский комплекс УГАТУ
0000 Уфа–центр ул. К. Маркса 12

Мигранов, Ноготков, Сидоренко, Шустер. Одноступенчатый редуктор.DOC

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ЗУБЧАТОГО РЕДУКТОРА
Рекомендовано учебно-методическим объединением вузов
по университетскому политехническому образованию
в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений обучающихся по машиностроительным специальностям
Авторы: М.Ш.Мигранов О.Ф.Ноготков А.А.Сидоренко
Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора: Учеб. пособие М.Ш.Мигранов О.Ф. Ноготков А.А.Сидоренко Л.Ш. Шустер. - М.: Изд-во МАИ 2005. - 125 с.
В данном пособии изложены основы расчета силовых и кинематических параметров механического привода методы расчета на прочность и основы конструирования зубчатых редукторов помещены необходимые справочные материалы.
Пособие предназначено для студентов специальностей 210300 «Роботы и робототехнические системы»; 071800 «Мехатроника»; 210200 «Автоматизация технологических процессов и производств»; 070900 «Физика металлов»; 190500 «Биотехнические и медицинские аппараты и системы»; 190600 «Инженерное дело в медико-биологической практике» и др.
Пособие издано при поддержке Федеральной целевой программы «Государственная поддержка интеграции высшего образования и фундаментальной науки на 1997–2000 годы».
Табл. 32. Ил. 38. Библиогр.: 5 назв.
Научный редактор д-р техн.наук проф. Л.Ш.Шустер
зам. зав. кафедрой «Теория механизмов и машин» МГТУ им. Н.Э.Баумана д-р техн. наук проф. Тимофеев Г.А.
зав. кафедрой теоретической и прикладной механики УТИС д-р техн. наук проф. Ковган С.Т.
Уфимский государственный
авиационный технический университет 2002
О.Ф.Ноготков А.А.Сидоренко Л.Ш.Шустер 2005
РАСЧЕТ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА .
Определение требуемой мощности двигателя
Определение частоты вращения вала электродвигателя
Основные характеристики асинхронных электродвигателей общего применения .
РАСЧЁТЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки
Расчет допускаемых напряжений ..
Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи . ..
Геометрический расчет закрытой цилиндрической передачи ..
Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи .
Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи .
Расчет закрытой конической зубчатой передачи .
Проектный расчет открытой конической прямозубой передач ..
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОПОРНЫХ КОНСТРУКЦИЙ .
Выбор материала валов
Выбор допускаемых напряжений на кручение .
Определение геометрических параметров ступеней валов .
Предварительный выбор подшипников качения ..
Эскизная компоновка редуктора
Проверочный расчет валов на выносливость
Проверка правильности подбора подшипников качения .
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС ..
Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления
Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления
Конические зубчатые колеса ..
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА
РАЗРАБОТКА РАБОЧЕЙ ДОКУМЕНТАЦИИ КУРСОВОГО ПРОЕКТА ..
Разработка сборочного чертежа .
Спецификация сборочного чертежа ..
Правила обозначения конструкторской документации ..
Общие требования к чертежу детали .
Рекомендации по назначению посадок в соединениях типовых деталей . .
Допуски формы и расположения поверхностей .
Шероховатость поверхностей .
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ ..
Создание машин отвечающих требованиям рынка должно предусматривать их высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели. Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надёжность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность техническая эстетика. Все эти требования необходимо учитывать в процессе проектирования и конструирования машин.
Основной задачей проектирования и конструирования машин является разработка конструкторской документации необходимой для изготовления опытного образца монтажа испытания и эксплуатации проектируемого изделия.
Проектирование - это процесс разработки общей конструкции изделия. Конструирование - это дальнейшая детальная разработка всех вопросов решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальное изделие. Проект - это документация получаемая в результате проектирования и конструирования.
Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизованы. ГОСТ 2.103-68 устанавливает стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается) эскизный проект рабочая документация. В условиях учебного процесса стадии проектирования несколько упрощаются. В курсовом проекте по прикладной механике изучение основ конструирования студенты начинают с проектирования простейших элементов машин общего назначения. При его выполнении разрабатывают графические и текстовые конструкторские документы. Объём проекта зависит от специализации студента. Знания и опыт полученные студентом при выполнении данного курсового проекта являются базой для выполнения курсовых работ по специальным дисциплинам и дипломного проекта.
Цель курсового проектирования:
- систематизировать расширить и закрепить теоретические знания а также развить расчётно-графические навыки у студентов;
- ознакомить с конструкциями типовых деталей и узлов;
- привить навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний;
- помочь овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования;
-научить проектантов защищать принятое техническое решение.
В процессе проектирования студенты выполняют следующее:
- дают анализ назначения и условий в которых находится проектируемое изделие и наиболее рациональное конструктивное решение с учётом технологических монтажных эксплуатационных и экономических требований;
- производят кинематические расчёты;
- определяют нагрузки действующие на звенья механизма;
- производят расчёты конструкции по критериям работоспособности;
- решают вопросы связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей;
- продумывают процесс сборки и разборки узлов и механизма в целом.
При этом они работают с действующими стандартами справочной литературой и приобретают навыки пользования ими при выборе конструкции и размеров детали.
Рабочая документация проекта разрабатывается на основе конструктивных решений принятых в техническом проекте и предусмотрена техническим заданием проекта.
Сборочный чертёж редуктора или узла выходного вала выполненный на основании конструктивной компоновки даёт представление о последовательности и порядке сборки а также устанавливает контроль габаритных установочных присоединительных и посадочных (сопряжённых) размеров.
В рабочей документации студенты разрабатывают спецификацию определяющую состав редуктора или узла выполняют необходимые расчёты и рабочие чертежи двух сопряжённых деталей. В заключение приводятся сведения о правилах и порядке оформления и комплектации конструкторской документации курсового проекта в соответствии с нормами и требованиями ЕСКД и СТП УГАТУ 002-98.
РАСЧЕТ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА
Курсовой проект по прикладной (технической) механике для студентов всех специальностей включает в себя расчёт и проектирование приводов машин работающих при длительной постоянной или переменной нагрузке (транспортёров вентиляторов насосов компрессоров и др.). Проектируемый привод состоит из электродвигателя и одноступенчатого зубчатого редуктора ведущий вал которого соединяется с валом электродвигателя посредством муфты (обычно упругой компенсирующей) а ведомый несёт на себе консольно расположенную шестерню открытой передачи (цилиндрической или конической) или находится под воздействием радиальной нагрузки .
Исходными данными к проектированию привода являются:
- кинематическая схема редуктора;
- мощность на ведомом валу редуктора Pp в кВт или вращающий момент Твых в Нм;
- частота вращения ведомого вала n2 в обмин;
- число зубьев шестерни открытой передачи на ведомом валу Z3 (если передача коническая необходимо задать также передаточное отношение) или значение радиальной нагрузки в Н;
- время работы передачи (ресурс) Lh в часах;
- типовой режим работы привода.
По этим данным прежде всего подбирают требуемый электродвигатель.
Выбор электродвигателя предусматривает определение его мощности типа частоты вращения вала и основных размеров.
1. Определение требуемой мощности двигателя
Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных. Если указана мощность Рр на ведомом валу то необходимая мощность электродвигателя
где - коэффициент полезного действия (КПД) привода в общем случае равный произведению частных КПД ступеней редуктора:
Здесь - КПД упругой компенсирующей муфты =098 099.
Потери на трение в подшипниках оцениваются множителем hп = 099 0995 на обе опоры каждого вала.
Значения КПД различных передач приведены в табл.1.1.
Средние значения КПД механических передач
закрытая червячная при числе заходов червяка:
Примечание: В приводах с параллельными передачами например с раздвоенными колёсами значения КПД из таблицы 1.1 учитывают только один раз.
Если заданы вращающий момент Твых (Нм) и частота вращения ведомого вала n2 (мин -1) то требуемая мощность (в киловаттах)
2. Определение частоты вращения вала
Требуемая частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле
где i - передаточное отношение привода.
В дальнейших расчетах вместо передаточного отношения применяют передаточное число где - число зубьев колеса а - число зубьев шестерни ().
Применение u вместо i связано только с принятой формой расчетных зависимостей для контактных напряжений значения которых не зависят от того какое из зубчатых колес является ведущим.
Руководствуясь рекомендациями по выбору значений передаточных чисел в соответствии с заданным типом передачи в редукторе (см.табл.1.2) определяют возможный диапазон частот вращения вала электродвигателя
По рассчитанной мощности Р и диапазону из табл.1.3 выбирают электродвигатель таким образом чтобы его номинальная мощность а номинальная частота вращения вала была самой близкой (из возможных вариантов) к большему значению диапазона . В этом случае размеры и стоимость электродвигателя будут наименьшими.
По выбранному электродвигателю определяют расчетное передаточное число зубчатой передачи редуктора
Рекомендуемые значения передаточных чисел одноступенчатого редуктора
Допускаемые отклонения
зубчатая цилиндрическая
3. Основные характеристики асинхронных
электродвигателей общего применения
На рис. 1.1 представлена характеристика асинхронного электродвигателя выражающая зависимость частоты вращения двигателя от величин вращающего момента.
Здесь Тном - номинальный вращающий момент;
Тнач (или Тпуск ) - момент развиваемый при пуске двигателя;
nном - номинальная частота вращения двигателя;
nкр - критическая частота вращения двигателя;
nс - синхронная частота вращения двигателя (при отсутствии нагрузки) то есть частота вращения магнитного поля она зависит от частоты тока f и числа пар полюсов р:
Асинхронная угловая скорость радсек:
При стандартной частоте и числе пар полюсов р от 1 до 4 синхронная частота вращения двигателя nс = 3000 1500 1000 750 обмин.
Частота вращения nном указываемая в каталогах электродвигателей относится к номинальному режиму её и принимают во внимание при определении общего передаточного отношения привода.
Под действием нагрузки частота вращения вала электродвигателя nэд уменьшается по сравнению с nс возникает скольжение s определяемое по формуле Следовательно
К основным типам асинхронных электродвигателей трёхфазного тока предназначенных для приводов общего применения относят двигатели единой серии марок:
АН – электродвигатели защищенные от попадания капель и твёрдых частиц и от прикосновения к вращающимся и токоведущим частям;
А - электродвигатели закрытые обдуваемые по ГОСТ 19523-74 (рис.1.2). Формы исполнения: М100 - электродвигатели горизонтальные станина на лапах (см. рис.1.2 а); М200 - то же и дополнительно с фланцем на щите (см. рис 1.2 б);
АО2 - электродвигатели закрытые обдуваемые по ГОСТ 13859-68 и их модификации.
Технические данные электродвигателей содержатся в каталогах [234] в табл.1.3 1.4 приведены краткие выдержки из них.
Двигатели асинхронные короткозамкнутые трёхфазные серии 4А
общепромышленного применения; закрытые обдуваемые. Технические данные
Синхронная частота вращения обмин
Примечание: Структура обозначения типоразмера двигателя (расшифровывается слева направо):
- порядковый номер серии; А - вид двигателя - асинхронный; А - станина и щиты двигателя алюминиевые (отсутствие знака означает что станина и щиты чугунные или стальные); М - модернизированный; двух- или трёхзначное число - высота оси вращения ротора; А В - длина сердечника статора; L S M - установочный размер по длине станины; 2 4 6 8 - число полюсов; У3 - климатическое исполнение и категория размещения (для работы в зонах с умеренным климатом) по ГОСТ 15150-69.
Двигатели. Основные размеры мм
После выбора электродвигателя и определения передаточного отношения редуктора выполняют расчеты зубчатых передач.
РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1. Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки
При выборе материала зубчатых колес следует учитывать назначение проектируемой передачи условия эксплуатации требования к габаритным размерам и возможную технологию изготовления колёс. Основным материалом для изготовления зубчатых колёс является сталь. Необходимую твердость в сочетании с другими механическими характеристиками (а следовательно желаемые габариты и массу передачи) можно получить за счет назначения соответствующей термической или химико-термической обработки стали.
В условиях индивидуального и мелкосерийного производства в мало- и средненагруженных передачах а также в передачах с большими габаритами колес (когда термическая обработка их затруднена) обычно применяют стали с твердостью не более 350 НВ которая обеспечивается нормализацией или термоулучшением материала. При этом возможно чистовое нарезание зубьев непосредственно после термообработки с высокой точностью изготовления а при работе передачи обеспечивается хорошая прирабатываемость зубьев без хрупкого разрушения их при динамических нагрузках.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни НВ1 рекомендуют назначать больше твёрдости НВ2 колеса не менее чем на (10 15) НВ.
В условиях крупносерийного и массового производства целесообразно применять зубчатые колеса с высокотвердыми зубьями. При твердости более 350 НВ её обычно выражают в единицах Роквелла - НRC (1 HRC 10 НВ).
Такая твердость обеспечивается после проведения упрочняющих видов термической и химикотермической обработки: закалки (обьемной или поверхностной) цементации с последующей закалкой азотирования и др.
Применение высокотвердых материалов является резервом повышения нагрузочной способности зубчатых передач уменьшения их габаритов и массы. Однако с высокой твердостью материала связаны дополнительные трудности: плохая прирабатываемость зубьев прогрессирующее усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев необходимость проведения термообработки после зубонарезания. Большинство видов упрочняющей термообработки сопровождается значительным короблением зубьев. Для исправления формы зубьев восстановления требуемой степени точности требуются дополнительные дорогостоящие зубоотделочные операции (шлифование полирование притирка и т.п.) что удлиняет технологический процесс изготовления зубчатых колес и значительно повышает стоимость передачи.
Рекомендуемые для изготовления зубчатых колес марки конструкционных сталей виды их термообработки и соответствующие основные механические характеристики приведены в табл. 2.1. При этом важно чтобы размеры заготовок колес (диаметр Dзаг и толщина обода или диска Sзаг) не превышали предельных значений Dпред и Sпред .
Механические характеристики сталей
В графе "Термообработка" приняты следующие обозначения:
Н - нормализация У - улучшение ТВЧ - закалка токами высокой частоты З – объемная закалка ЦК – цементация
Для цилиндрических и конических колёс с выточками принять меньшее из значений Dзаг Sзаг.
2. Расчет допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения. Расчет на усталость рабочих поверхностей зубьев колес при циклических контактных напряжениях базируется на экспериментальных кривых усталости [1] которые обычно строят в полулогарифмических координатах (рис.2.1).
Здесь: H - наибольшее напряжение цикла NH - число циклов нагружений H lim(H0)* - предел выносливости материала NHG(NH0) - базовое число циклов (абсцисса точки перелома кривой усталости).
* В расчётных формулах данного раздела в скобках приведены условные обозначения величин принятые в технической литературе более ранних лет издания.
Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле
где определяют по эмпирическим зависимостям указанным в табл.2.2;
- коэффициент безопасности рекомендуют назначать SH =11 при нормализации термоулучшении или объемной закалке зубьев (при однородной структуре материала по всему объему); SH=12 при поверхностной закалке цементации азотировании (при неоднородной структуре материала по объему зуба);
ZN ( KHL ) - коэффициент долговечности
Если то следует принимать .
Коэффициент ZN учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач ( при NH NHG ).
Расчет числа циклов перемены напряжений выполняют с учетом режима нагружения передачи. Различают режимы постоянной и переменной нагрузки. При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов напряжений
где c - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого одноступенчатого редуктора с = 1);
- частота вращения того зубчатого колеса по материалу которого определяют допускаемые напряжения обмин;
t – время работы передачи (ресурс) в часах; t = Lh.
Нормализация улучшение
Закалка ТВЧ по всему контуру (модуль mn 3 мм)
сквозная с охватом впадины (модуль mn 3 мм*)
Окончание табл. 2.2.
Цементируемые стали
Молибденовые стали 25ХГМ 25ХГНМ
Безмолибденовые стали 25ХГТ 35Х
* Распространяется на все сечения зуба и часть тела зубчатого колеса под основанием впадины.
** Приведён диапазон значений твёрдости в котором справедливы рекомендуемые зависимости для пределов выносливости и предельных допускаемых напряжений (рассчитывают по средним значениям твёрдости в пределах допускаемого отклонения указанного в таблице);
HRCпов - твёрдость поверхности HRCсердц - твёрдость сердцевины.
II- средний равновероятный
III - средний нормальный
Постоянный режим нагрузки является наиболее тяжелым для передачи поэтому его принимают за расчетный также в случае неопределенного (незадаваемого) режима нагружения.
Большинство режимов нагружения современных машин сводятся приближенно к шести типовым режимам (рис.2.2):
Режим работы передачи с переменной нагрузкой при расчете допускаемых контактных напряжений заменяют некоторым постоянным режимом эквивалентным по усталостному воздействию. При этом в формулах расчетное число циклов NH перемены напряжений заменяют эквивалентным числом циклов NHE до разрушения при расчетном контактном напряжении.
где - коэффициент эквивалентности значения которого для типовых режимов нагружения приведены в табл.2.3.
Расчёт на контакт. усталость
Расчёт на изгибную усталость
Базовое число циклов NHG перемены напряжений соответствующее пределу контактной выносливости рассчитывают по эмпирическим следующим зависимостям
Из двух значений (для зубьев шестерни и колеса) рассчитанного допускаемого контактного напряжения в дальнейшем за расчетное принимают:
- для прямозубых (цилиндрических и конических) передач - меньшее из двух значений допускаемых напряжений и ;
- для косозубых цилиндрических передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев Н1 и Н2 350 НВ - меньшее из двух напряжений и ;
- для косозубых цилиндрических передач у которых зубья шестерни значительно (не менее 70 80 НВ) тверже зубьев колеса
[ H ]= 0 5 ( + ) 125 [H]min
где [H]min - меньшее из значений [H1] и [H2] .
Допускаемые напряжения изгиба. Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле [1]
где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба значения которого приведены в табл. 2.2;
SF - коэффициент безопасности рекомендуют SF = 15 175 (смотри табл. 2.2);
YA(КFC) -коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например реверсивные передачи) при односторонней нагрузке YA =1 и при реверсивной YA = 07 08 (здесь большие значения назначают при Н1 и Н2 > 350 НВ);
YN(KFL) - коэффициент долговечности методика расчета которого аналогична расчету ZN (смотри выше).
При Н > 350 НВ но 26 .
При следует принимать =1. Рекомендуют принимать для всех сталей . При постоянном режиме нагружения передачи
При переменных режимах нагрузки подчиняющихся типовым режимам нагружения (рис.2.2)
где принимают по табл. 2.3.
3.Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи
При проектном расчёте прежде всего определяют главный параметр цилиндрической передачи межосевое расстояние в мм. Расчёт производят по следующим формулам [1]:
- для прямозубой передачи
- для косозубой передачи
В указанных формулах знак "+" принимают в расчётах передачи внешнего зацепления а знак "-" - внутреннего зацепления.
Рекомендуется следующий порядок расчётов.
При необходимости определяют (или уточняют) величину вращающего момента на колесе передачи T2 в Нмм. В случае задания в исходных данных на курсовой проект вращающего момента номинальный момент на колесе рассчитываемой передачи . При задании полезной мощности привода (кВт) номинальный вращающий момент на колесе рассчитывают по формуле где – частота вращения вала колеса мин -1.
Из табл. 2.4 назначают относительную ширину колёс в соответствии со схемой расположения колес относительно опор и выбранной ранее твёрдостью поверхностей зубьев. Бльшие значения целесообразно принимать для передач с постоянными или близкими к ним нагрузками. В дальнейшем в расчетах может встретиться относительная ширина колес которую рассчитывают с учетом зависимости .
Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта KH выбирают по кривым на графиках рис. 2.3 а б в соответствии с расположением колёс относительно опор и твёрдостью рабочих поверхностей зубьев колёс.
Приведённый модуль упругости Eпр в случае различных материалов колёс рассчитывают по соотношению
Если в передаче используется для изготовления колёс один материал (например сталь с E =2.1105 МПа или чугун с E =0.9105 МПа) тогда Eпр =E МПа.
Относительная ширина колёс
Твёрдость рабочих поверхностей зубьев
колёс относительно опор
Полученное значение межосевого расстояния aw (мм) для нестандартных передач рекомендуется округлить до ближайшего большего значения по одному из рядов нормальных линейных размеров (табл. 2.5).
Нормальные линейные размеры мм (ГОСТ 6636-69)
Продолжение таблицы 2.5 см. на стр. 30
4.Геометрический расчёт закрытой цилиндрической
Определяют модуль зацепления m (или mn для косозубой передачи) из соотношения m(mn) = (0.01 0.02)аw если H1 и H2 350 HB и m(mn) = (0.016 0.0315)аw если H1 и H2 > 350 HB .
Полученное значение модуля необходимо округлить до стандартного значения по 1-му ряду модулей: 10; 125; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм. При этом для силовых передач рекомендуют [1] принимать m(mn) 15 мм.
Для косозубой передачи угол наклона линии зуба назначают в пределах = 8 20.
Далее определяют суммарное число зубьев шестерни и колеса:
для прямозубых колёс
для косозубых колёс
Полученное значение округляют до целого числа.
Число зубьев шестерни определяют из соотношения: где u – передаточное число передачи . Здесь знак "+" - для внешнего зацепления знак "-" - для внутреннего зацепления.
Значение z1 следует округлить до целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев необходимо назначать: для прямозубых и - для косозубых колёс . Зачастую для уменьшения шума в быстроходных передачах принимают .
Рассчитывают число зубьев колеса передачи .
Определяют фактическое значение передаточного числа передачи с точностью до двух знаков после запятой. Определяют фактическое межосевое расстояние. Для прямозубой передачи . Для косозубой передачи уточняют значение фактического угла наклона линии зуба
Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитывают как и округляют до целого числа по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 2.5). Тогда ширина зубчатого венца колеса ширина зуба шестерни b1 = b2 +(2 5) мм.
Делительные диаметры рассчитывают по формулам:
- для прямозубых колёс
и -для косозубых колёс.
Начальный диаметр шестерни - .
Начальный диаметр колеса передачи - .
Диаметры вершин зубьев колёс для прямозубых и - для косозубых колёс. Диаметры впадин зубьев колёс - для прямозубых и - для косозубых колёс. Точность вычислений диаметральных размеров колёс должна быть не выше 0001 мм. Угол w зацепления передачи принимают равным углу профиля исходного контура: .
5.Проверочный расчёт закрытой цилиндрической
Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс. Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующих неравенств [1] :
- для прямозубых колёс
- для косозубых колёс
где ZH - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям .
Все геометрические параметры рассчитываемых колёс определены в п.2.4. Для косозубой передачи дополнительно рассчитывают - коэффициент торцового перекрытия зубчатой передачи по формуле [1]:
Здесь также знак "+" относится к передачам внешнего зацепления а "–" -внутреннего зацепления.
Рассчитывают (или уточняют) величину вращающего момента Т1 в Нмм на шестерне проверяемой передачи:
где - КПД передачи он учитывает потери мощности в зубчатой передаче; обычно = 097.
Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки необходимо по табл. 2.6 назначить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении
Степени точности зубчатых передач
Окружные скорости вращения колёс V мс
Затем по табл. 2.7 находят значение коэффициента для рассчитываемой передачи.
В косозубой передаче теоретически зацепляется одновременно не менее двух пар зубьев. Однако практически ошибки нарезания зубьев могут устранить двухпарное зацепление и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев. Это учитывают коэффициентом KH назначаемым из табл. 2.8.
Значения коэффициентов KHv и KFv
Примечания: 1. Твёрдость поверхностей зубьев
Верхние цифры относятся к прямым зубьям нижние –
Если в результате проверки выявится существенная недогрузка (свыше 10 %) передачи то с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колёс возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по соотношению .
Уточнённое значение рабочей ширины венца рекомендуется округлить до нормального линейного размера (по табл.2.5).
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба. Расчёт выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колёса и их геометрических параметров.
Проверяют справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба F и допускаемых напряжений [F]:
где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба . Здесь Y -коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии на зубе к основанию зуба где b подставляют в градусах. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися зубьями KF назначают по табл. 2.8.
Окружное усилие в зацеплении колёс рассчитывают по формуле
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта KF определяют по графикам рис. 2.3 а б аналогично рассмотренному выше определению значения коэффициента KH .
Коэффициент формы зуба YF для прямозубых колёс назначают по табл. 2.9 в зависимости от фактического числа зубьев для прямозубых колёс и от числа зубьев эквивалентных колёс - для косозубых колес. Табл. 2.9 составлена для случая отсутствия смещения зуборезного инструмента (x=0) при зубонарезании.
Если при проверочном расчёте рабочие напряжения изгиба в зубьях колёс оказываются значительно меньшей величины чем допускаемые напряжения то для закрытых передач это вполне допустимо так как нагрузочная способность таких передач ограничивается как правило контактной выносливостью зубьев.
Коэффициент формы зуба YF
6.Расчёт открытой цилиндрической зубчатой
Учитывая условия и характер работы открытых передач (недостаточная защищённость от загрязнения абразивными частицами и увеличенный абразивный износ при плохой смазке большие деформации валов что приводит к увеличению зазоров в зацеплении возрастанию динамических нагрузок к понижению прочности изношенных зубьев вследствие уменьшения площади их поперечного сечения и как следствие к поломке зубьев) данные передачи рекомендуют рассчитывать по напряжениям изгиба. В этих передачах выкрашивание не наблюдается так как поверхностные слои зубьев изнашиваются и удаляются раньше чем появляются усталостные трещины.
Для проектного расчёта открытых передач по напряжениям изгиба определяют модуль зацепления из выражений [1]:
- для прямозубых колес
- для косозубых колес
- число зубьев шестерни открытой передачи (см. исходные данные);
- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля рекомендуют назначать для открытых передач bm = 10 15;
[F1] - допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни Нмм2 определяют в соответствии с п.2.2. («Расчет допускаемых напряжений»);
Т3 - момент на шестерне Нм; ;
- смотри с. 37 для проектного расчета принять = 08;
КF - смотри рис. 2.3;
YF3 - смотри табл. 2.9.
Полученное значение модуля округляют в большую сторону до значения из стандартного ряда модулей (см. п.2.4).
Зная значение модуля определяют геометрические размеры шестерни :
диаметр делительный - или
диаметр вершин зубьев -
диаметр впадин зубьев -
Точность вычисления диаметров шестерни до 0001 мм значение ширины зубчатого венца округляют до целого числа по нормальным линейным размерам (см. табл. 2.5). Проверочный расчет такой передачи по контактным напряжениям выполняют в соответствии с п.2.5. («Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи»).
7.Расчёт закрытой конической зубчатой передачи
Наибольшее применение в редукторостроении получили прямозубые конические колёса у которых оси валов пересекаются под углом =90 (рис. 2.4) так называемые ортогональные передачи.
Проектный расчёт. Основной габаритный размер передачи - делительный диаметр колеса по внешнему торцу - рассчитывают по формуле [1] :
где Епр - приведённый модуль упругости для стальных колёс Епр =Естали= =21105 МПа;
T2 - вращающий момент на валу колеса Нмм (см.п.2.3 с. 26);
KH - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба определяют по графикам на рис. 2.5.
Здесь Кbe - коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния . Рекомендуют принять Кbe 03. Меньшие значения назначают для неприрабатываемых зубчатых колёс когда H1 и H2 > 350 HB или V > 15 мс .
Наиболее распространено в редукторостроении значение Кbe = 0285 тогда предыдущее выражение для определения делительного диаметра по внешнему торцу колеса принимает вид
где up – расчетное передаточное число конической передачи up = tg2 или up = z2z1.
Геометрический расчёт. Определяют делительный диаметр шестерни по внешнему торцу .
Число зубьев шестерни назначают по рекомендациям представленным на рис. 2.6.
По значению определяют число зубьев шестерни:
при Н1 45 HRC и Н2 350 HB
при Н1 и Н2 45 HRC .
Вычисленное значение z1 округляют до целого числа.
Определяют число зубьев колеса .
Вычисленное значение округляют до целого числа. После этого необходимо уточнить:
- передаточное число передачи
- угол делительного конуса колеса
- угол делительного конуса шестерни
- внешний окружной модуль .
Рекомендуется округлить до стандартного значения по ряду модулей: 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10. После этого уточняют величины диаметров и .
Рассчитывают величину внешнего конусного расстояния передачи (рис.2.4) .
Рабочая ширина зубчатого венца колеса определяют как .
Полученное значение округляют до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров (табл. 2.5).
Определяют расчётный модуль зацепления в среднем сечении зуба
При этом найденное значение не округляют!
Рассчитывают внешнюю высоту головки зуба .
Внешнюю высоту ножки зуба определяют как .
Внешний диаметр вершин зубьев колёс рассчитывают по формуле
Угол ножки зуба рассчитывают по формуле .
Проверочный расчёт. При расчёте на выносливость зубьев колёс по контактным напряжениям проверяют выполнение условия
где Eпр -приведённый модуль упругости для стальных колёс Eпр = Eстали = =21105 МПа ;
- вращающий момент на шестерне Нмм ;
здесь - КПД передачи.
- коэффициент расчётной нагрузки ; коэффициент концентрации нагрузки найден ранее по графикам рис.2.5.
- коэффициент динамической нагрузки находят по табл. 2.7 с понижением на одну степень точности против фактической назначенной по окружной скорости в соответствии с рекомендациями (табл.2.6);
- делительный диаметр шестерни в среднем сечении зуба
- угол зацепления =20 .
Далее проверяют зубья колёс на выносливость по напряжениям изгиба по формулам [1]:
где - окружное усилие в зацеплении Н ;
- коэффициент расчётной нагрузки . Здесь а определяют по табл. 2.7 с понижением точности на одну степень против фактической.
- коэффициент формы зуба соответственно шестерни и колеса находят по табл. 2.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колёс
8. Проектный расчёт открытой конической прямозубой передачи
Модуль зацепления в среднем сечении зуба конического колеса рассчитывают по формуле
где кроме рассмотренных выше величин (см. п. 2.6) рекомендуют назначить и =11 12.
Далее рассчитывают основные геометрические параметры зубчатых колёс открытой передачи:
- ширину зубчатого венца (с округлением до целого числа по ряду нормальных линейных размеров);
- делительный диаметр в среднем сечении зуба шестерни ;
- по заданному (или принятому) передаточному числу uотк находим угол при вершине делительного конуса ;
- среднее конусное расстояние ;
- внешнее конусное расстояние ;
- модуль зацепления на внешнем торце ;
- внешний делительный диаметр шестерни .
Проверочный расчет такой передачи на выносливость по контактным напряжениям выполняют в соответствии с п.2.7 («Расчет закрытой конической зубчатой передачи»).
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОПОРНЫХ КОНСТРУКЦИЙ
В различных узлах машин (в том числе в механических передачах) содержится ряд деталей предназначенных для поддерживания вращающихся элементов зубчатых и червячных колёс шкивов звёздочек и т.д. Такие детали называются валами и осями. По конструкции оси и прямые валы мало отличаются друг от друга но характер их работы существенно различен: оси являются поддерживающими деталями и воспринимают только изгибающие нагрузки; валы представляют собой звенья механизмов передающие крутящие моменты и помимо изгиба испытывают кручение.
Нагрузки воспринимаемые валами и осями передаются на корпуса рамы и станины через опорные устройства подшипники.
Части валов и осей непосредственно соприкасающиеся с подшипниками носят общее наименование «цапфы». Цапфу расположенную на конце вала называют шипом а цапфу на средней части вала шейкой. Цапфы передающие на опоры осевые нагрузки называют пятами.
Оси могут быть неподвижными или вращаться вместе с насаженными на них деталями. Валы при работе механизма всегда вращаются.
Признаками для классификации валов служат их назначение форма геометрической оси конструктивные особенности.
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию совместное действие кручения изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие то их обычно не учитывают.
Расчёт редукторных валов производится в два этапа:
-й проектный (приближённый) расчёт валов на чистое кручение;
-й проверочный (уточнённый) расчёт валов на выносливость по напряжениям изгиба и кручения.
1. Выбор материала валов
В проектируемых редукторах для валов рекомендуется применять термически обрабатываемые среднеуглеродистые и легированные стали 45 40Х 40ХН и др. Механические характеристики сталей для изготовления валов определяют по табл. 2.1.
2. Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчёт валов редуктора выполняют только по напряжениям кручения (как при чистом кручении) то есть при этом не учитывают напряжений изгиба концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Для компенсации этого значения допускаемых напряжений на кручение выбирают заниженными в пределах []K = 12 15 Нмм2. Меньшие значения []K для быстроходных валов большие значения []K для тихоходных валов.
3.Определение геометрических параметров ступеней
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. На рис. 3.1 приведены типовые конструкции валов одноступенчатых редукторов: а – быстроходный – цилиндрического; б – быстроходный – конического; в – тихоходный ( - в коническом редукторе).
Проектный расчёт ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: её диаметр d и длину l (см. табл. 3.1).
Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов мм
Ступень вала и её параметры
Вал-шестерня коническая
Вал-шестерня цилиндрическая (рис.3.1 а)
где Т - крутящий момент Нм
передачи или полумуфту
l1 = (1.0 1.5)d1 - под полумуфту
только под уплотнение
возможно d3 при d3> da1
l3 определить графически на эскизной компоновке
l4 = B - для роликовых конических подшипников
d5 = d3 + 3f; сту-пень можно за-менить распор-ной втулкой
l5 определить графически
Значения высоты t заплечика (буртика) и f величины фаски ступицы колеса и координаты фаски rmax подшипника определяют в зависимости от диаметра ступени d по следующей таблице:
Диаметр d1 выходного конца быстроходного вала соединённого с двигателем через муфту определить по соотношению d1 = (0.8 1.2)d1(дв) где d1(дв) - диаметр выходного конца вала ротора двигателя (см. табл. 1.4)..
Диаметры d2 и d4 под подшипник округлить до ближайшего стандартного диаметра внутреннего кольца подшипника dп.
Диаметры ступеней (кроме d2 и d4) округлить до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 (см. табл. 2.5).
4. Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора типа передачи соотношения сил в зацеплении частоты вращения внутреннего кольца подшипника требуемого срока службы приемлемой стоимости схемы установки.
Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводят в следующем порядке:
В соответствии с рекомендациями табл. 3.2 определяют тип серию и схему установки подшипников.
Предварительный выбор подшипников
радиальные шариковые однорядные
с одной фиксир. опорой
при FaRr0.25 - радиальные шариковые однорядные
при FaRr>0.25 - роликовые конические типа 7000
роликовые конические типа 7 000
радиально-упорные шариковые типа 46000 при n11500 обмин
роликовые конические типа 7000 или 1027000
=29 для типа 1027000
По справочнику-каталогу [6 2] выбирают типоразмер подшипников по величине диаметра внутреннего кольца подшипника равного диаметру d2 и d4 ступеней вала под подшипники.
По выбранному из каталога типоразмеру определяют основные параметры подшипников: геометрические размеры d D B(TС); динамическую Сr и статическую Сr0 грузоподъёмности. Здесь D диаметр наружного кольца подшипника В ширина шарикоподшипника; T и С осевые размеры конического роликоподшипника.
5. Эскизная компоновка редуктора
Эскизная компоновка устанавливает положение шестерни и колёса закрытой зубчатой передачи шестерни открытой передачи и муфты относительно стенок корпуса редуктора и подшипниковых опор определяет расстояния lБ и lТ между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов а также точки приложения сил давления от шестерни открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм от точки приложения реакции ближнего подшипника (рис.3.2).
При необходимости эскизная компоновка выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А2 или А1 карандашом в контурных линиях в масштабе 1:1 и должна содержать эскизное изображение редуктора в двух проекциях основную надпись (см. рис.3.2 и рис. 6.1 форма 1). Эскизную компоновку редуктора рекомендуется выполнять в такой последовательности:
Намечают расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колёс.
Проводят оси проекций и осевые линии валов.
В цилиндрическом редукторе оси валов проводят на межосевом расстоянии параллельно друг другу в коническом – под углом 90°.
Вычерчивают зубчатую передачу в соответствии с геометрическими параметрами шестерни и колеса полученными в результате проектного расчёта. Места зацепления колёс показывают в соответствии с рис. 3.3: а – передача цилиндрическая; б – коническая.
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колёс за внутренние стенки корпуса контур стенок проводят с зазором = 8 10 мм. Расстояние hM (рис.3.2) между дном корпуса и поверхностью вершин зубъев колёс для всех типов редукторов принимают hM 4 (с целью обеспечения зоны отстоя масла).
Действительный контур корпуса редуктора зависит от его кинематической схемы размеров деталей передач способа транспортировки смазки и тому подобного и определяется при разработке конструктивной компоновки.
Вычерчивают ступени вала на соответствующих осях в соответствии с геометрическими размерами d и l полученными в проектном расчёте валов (см. табл. 3.1) и графическим определением конструкции валов для цилиндрического редуктора (см. рис. 3.2). Ступени валов вычерчивают в последовательности от 3-й к 1-й. При этом длина 3-й ступени l3 получается конструктивно как расстояние между противоположными стенками редуктора или равное длине ступицы колеса.
На 2-й и 4-й ступенях вычерчивают контуры подшипников по размерам d D B (T С) в соответствии со схемой их установки (см. табл.3.2). Для конических роликоподшипников
Контуры подшипников проводят основными линиями.
Определяют расстояния lБ и lТ между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.
Радиальную реакцию подшипника считают приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения подшипника с осью вала (рис. 3.4):
а) для радиального подшипника точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника а расстояние между реакциями опор вала (см. рис. 3.4 в):
б) для радиально-упорных шарикоподшипников и конических роликовых точка приложения реакции смещается от средней плоскости подшипника и её положение определяется расстоянием a измеренным от широкого торца наружного кольца (см. рис. 3.4 а б):
для радиально-упорных однорядных шарикоподшипников;
для конических однорядных роликоподшипников.
Здесь d D B T - геометрические размеры подшипников;
- угол контакта ; e - коэффициент осевого нагружения.
Определяют точки приложения консольных сил:
а) на выходном валу силы (давления Fоп ремённой или цепной передач; зацепления зубчатых передач Ftoп Faoп Froп) считают приложенными к середине выходного конца l1 вала на расстоянии lоп от точки приложения реакции ближнего подшипника (см. рис. 3.4 в) .
б) на входном валу силу давления муфты Fм приложенную между полумуфтами считают распределённой поэтому можно принять что точка приложения силы Fм находится посередине выходного конца соответствующего вала на расстоянии lм от точки приложения реакции смежного подшипника (см. рис.3.4 а и б).
Проставляют на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры.
Пример конструкции выходного вала показан на рис. 3.4 в. В одноступенчатом цилиндрическом редукторе обычно применяют зубчатое колесо с симметричной ступицей и располагают его на равных расстояниях от опор.
В индивидуальном и мелкосерийном производствах валы изготовляют ступенчатыми снабжая буртами для упора колёс и подшипников. Во всех вариантах конструкций подшипники устанавливают "враспор". Регулировка подшипников выходного вала как и подшипников входного вала осуществляется установкой набора тонких металлических прокладок под фланец привертной крышки а в конструкциях с закладной крышкой установкой компенсаторного кольца при использовании радиального шарикоподшипника или нажимного винта при использовании конических роликоподшипников.
6. Проверочный расчёт валов на выносливость
На практике установлено что для валов основным видом разрушения является усталостное разрушение. Статическое разрушение происходящее под действием случайных кратковременных перегрузок наблюдается значительно реже. Поэтому для валов расчёт на выносливость (сопротивление усталости) является основным и заключается в определении расчётных коэффициентов запаса усталостной прочности в потенциально опасных сечениях предварительно намеченных в соответствии с эпюрами моментов и наличием на валу концентраторов напряжений.
Расчёт валов на выносливость проводят в следующем порядке.
а) Составление расчётной схемы по чертежу вала и определение расчётных нагрузок и опорных реакций.
При составлении расчётной схемы валы рассматривают как прямые брусья лежащие на двух шарнирных опорах. Подшипники качения воспринимающие радиальные и осевые силы рассматривают как шарнирно-неподвижные опоры а подшипники воспринимающие только радиальные силы как шарнирно-подвижные.
Схемы приложения нагрузок могут быть разные создающие щадящие или наихудшие условия работы рассматриваемого вала. Основными нагрузками на валы являются силы от передач и полумуфт. На расчётных схемах эти силы а также вращающие моменты изображают как сосредоточенные и приложенные в серединах ступицы. Влиянием силы тяжести валов и насаженных на них деталей пренебрегают. Силы трения в опорах не учитывают. На рис.3.5 приведен пример расчетной схемы выходного вала цилиндрического зубчатого редуктора с открытой прямозубой шестерней.
Внешние силы Ft Fr Fа действующие в полюсе зацепления приводят к оси вала и изображают раздельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях при этом возникают моменты пар сил – вращающий и изгибающий . Здесь d2 - делительный диаметр колеса. Линейные размеры особенности формы и конструктивные элементы вала выявляются при конструировании передач подшипниковых узлов муфт с учётом рекомендаций.
Уточняют расстояния между точками приложения внешних сил к валу. Систему сил действующих на вал доводят до равновесного состояния достраивая реакции в опорах.
б) Построение эпюр изгибающих моментов в общем случае в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и эпюры крутящих моментов проводят в следующей последовательности.
Определяют реакции в опорах из условия равновесия вала составляя уравнения статики
Правильность определения реакций RA и RB проверяют с помощью уравнения .
Определяют внутренние изгибающие моменты в поперечных сечениях на каждом участке вала методом сечений составляя уравнения равновесия:
Под расчётной схемой вала строят эпюры крутящих и изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях от всех действующих нагрузок. По этим эпюрам определяют результирующий изгибающий момент в любом сечении вала.
Предположительно намечают опасные сечения вала подлежащие проверке учитывая характер эпюр изгибающих и крутящих моментов ступенчатую форму вала и места концентрации напряжений.
в) При расчёте коэффициента запаса усталостной прочности принимают что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу а напряжения кручения по отнулевому. Выбор отнулевого цикла для напряжений кручения основан на том что большинство валов передает переменные по значению но постоянные по направлению вращающие моменты.
Определяют амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала в опасных сечениях: и амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала
где результирующий изгибающий момент в рассматриваемом опасном сечении;
изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях в данном опасном сечении Нмм;
Т - крутящий момент на валу Нмм;
Wx и Wp - моменты сопротивления нетто-сечения вала изгибу и кручениюсоответственно мм3.
Для опасных сечений определяют коэффициенты запаса усталостной прочности и сравнивают их с допускаемыми.
При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:
- запас сопротивления усталости только по изгибу.
Коэффициент запаса сопротивления усталости только по кручению берётся как меньшая величина из двух значений:
- запас сопротивления усталости только по кручению;
- коэффициент запаса прочности на кручение по пределу текучести.
Меньшее по величине значение s подставляют в формулу для определения суммарного запаса усталостной прочности.
В предыдущих формулах a и a - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений а m и m - постоянные составляющие;
-1 и -1 - пределы выносливости выбранного материала вала при симметричном цикле нагружения. Их определяют по таблицам или по приближённым формулам [1]:
где - предел прочности материала вала;
Т - предел текучести при сдвиге;
kd и kF - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности;
k и k - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении [1].
и - коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;
Углеродистые мягкие стали
Среднеуглеродистые стали
Сопротивление усталости можно существенно увеличить применяя тот или иной метод поверхностного упрочнения: поверхностную закалку токами высокой частоты дробеструйный наклёп обкатку роликами азотирование цементация и т.д. Можно также существенно уменьшить концентрацию напряжений изменением формы соответствующих мест перехода.
7. Проверка правильности подбора подшипников качения
Выбранный в ходе проектирования узла вала типоразмер подшипника должен быть проверен на работоспособность по динамической грузоподъёмности.
Проверка правильности выбора подшипников может быть проведена двумя способами:
) по сравнению требуемой Cr треб и паспортной Cr пасп динамической грузоподъёмности подшипника когда должно выполняться условие
) по обеспечению заданной долговечности подшипника то есть
LhЕзадан Lhфакт где с учётом режима нагрузки LhЕзадан = НLh (см. табл. 2.3 с. 24).
Здесь фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости
где a1 - коэффициент надёжности обычно принимают a1 = 1 при 90% надёжности;
a2 - обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла деталей подшипника и условий его эксплуатации для обычных условий эксплуатации назначают a2 = 0.7 0.8 (для шарикоподшипников) и a2 = 0.6 (для роликоподшипников);
n – частота вращения вала мин-1.
Рr – эквивалентная динамическая нагрузка для проверяемого подшипника рассчитывается в общем случае по формуле
здесь Frп и Faп - соответственно радиальная и осевая силы в опоре. Для радиальных шарикоподшипников осевая сила Faп - это осевая нагрузка возникающая в зацеплении косозубых цилиндрических или конических зубчатых колёс. Для радиально-упорных подшипников расчёт осевой силы имеет некоторые особенности (см. ниже);
V - коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо подшипника вращается при вращении внутреннего кольца V = 1;
kб - коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки при умеренных толчках kб = 1.3 1.5;
kt - температурный коэффициент для температуры подшипникового узла t 100 0C kt = 1;
X и Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок на подшипник назначаются по табл. 16.5 [1] в зависимости от параметра осевого нагружения подшипника е. При малой осевой силе по сравнению с радиальной действие осевой силы в расчёт не принимается то есть X = 1 и Y = 0 .
Особенности расчёта осевой силы радиально-упорных подшипников качения связаны с наклоном нормальной (равнодействующей) силы в контакте тел качения и беговых дорожек колец на угол контакта и возникновением внутренних осевых сил S. Для радиально-упорных шарикоподшипников для радиально-упорных конических роликоподшипников
Поскольку в общем случае радиальные силы (реакции) в опорах вала не равны между собой то возникают дополнительные осевые силы к действующим внешним осевым которые должны быть учтены при проверке подшипников. Подробнее рекомендуется ознакомиться с методикой расчёта осевых сил в [1].
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
1. Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления
Форма зубчатого колеса зависит от его габаритных размеров от серийности производства. При отсутствии в техническом задании на курсовое проектирование указаний о серийности производства редукторов его можно задать отдавая предпочтение индивидуальному и мелкосерийному производству. На рис. 4.1 приведены простейшие формы колес изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве.
При небольших диаметрах колес их изготавливают из прутка а при больших заготовки колес получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием на дисках колес выполняют выточки. При диаметрах da80 мм эти выточки как правило не делают.
Длину lст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины b2 зубчатого венца колеса. Длину ступицы lст согласуют также с расчетами соединения (шпоночного шлицевого или с натягом) выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал (или с вала на колесо) и с диаметром посадочного отверстия d :
lст = (08 15)d обычно lст = (1 12)d.
Выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы в зацеплении. В одноступенчатых редукторах колеса делают со ступицей симметрично выступающей в обе стороны от диска колеса.
Диаметр dст ступицы назначают в зависимости от материала колеса: для стали - dст = (15 155)d; для чугуна - dст = (1.55 16)d; для легких сплавов - dст =(16 17)d; меньшие значения принимают для шлицевого соединения вала с колесом большие - для шпоночного и соединения с натягом.
Ширину S торцов зубчатого венца принимают S=22m + 005b2 где m - модуль зацепления мм.
На торцах зубчатого венца выполняют фаски: при твердости рабочих поверхностей зубьев менее 350 НВ - f45 при более высокой твердости - под углом = 15 20 на всю высоту зуба. Обычно f = (05 06)m.
При серийном производстве колес заготовки получают из прутка свободной ковкой (рис. 4.2) а при годовом объеме выпуска колес более 100 штук применяют двусторонние штампы (рис. 4.3).
Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штамповочных уклонов 7 и радиусов закруглений R 6 мм.
Толщина диска С рекомендована для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы колеса
2. Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления
Размеры dст lст S f основных конструктивных элементов колес внутреннего зацепления (рис.4.4) принимают по соотношениям для колес внешнего зацепления.
Конструктивное исполнение колес внутреннего зацепления может быть выполнено по одному из вариантов показанных на рис. 4.4 а б и отличающихся расположением ступицы относительно зубчатого венца: а - ступица расположена внутри колеса что обеспечивает лучшие условия работы зацепления по сравнению с вариантом б в котором ступица вынесена за контур зубчатого венца. Однако вариант а можно применять в том случае если между ступицей колеса и внутренней поверхностью зубчатого венца размещается зуборезный долбяк которым изготовляют зубья колеса.
В табл. 4.1 приведены рекомендуемые диаметры De долбяка и размер ширины канавки а для выхода долбяка и размещения стружки образующейся при долблении зубьев прямозубых колес.
Размер а канавки в косозубых колесах внутреннего зацепления увеличивают на 30 40. Глубину канавки во всех случаях принимают h = 25m толщину диска колеса С = (03 035)b2 .
3. Конические зубчатые колеса
Конструктивные формы конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев dae 120 мм представлены на рис. 4.5.
При угле делительного конуса колеса 30 45 допускаются обе конструкции конических колес. Размер ступицы колеса определяют по рекомендациям для цилиндрических зубчатых колес.
При внешнем диаметре вершин зубьев колеса свыше 120 мм рекомендуют конструкции колес показанные на рис.4.6.
По форме на рис. 4.6 а конструируют колеса при единичном или мелкосерийном производстве. Колеса меньших диаметров изготавливают точением из прутка (из цилиндрической заготовки) больших - свободной ковкой с последующей токарной обработкой.
По рис. 4.6 б конструируют конические колеса при крупносерийном производстве. Тонкими линиями показаны контуры заготовки колеса получаемой ковкой в двусторонних штампах (штамповкой).
При любой форме колес внешние углы зубьев притупляют фаской f 05mе. Ширину зубчатого венца принимают равной S = 25mе +2 мм. Торец зубчатого венца шириной b = 07S используют для установки заготовки колеса в приспособлении при нарезании зубьев на станке. Для уменьшения объема точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1 2 мм.
Принципиально возможны два конструктивных исполнения шестерен зубчатых передач: за одно целое с валом (вал - шестерня) и отдельно от вала (насадная шестерня). Качество вала - шестерни (жесткость точность зацепления и т.п.) оказывается выше а стоимость изготовления ниже чем вала с насадной шестерней поэтому все шестерни редукторов как правило выполняют за одно целое с валом. На рис. 4.7 показаны характерные конструктивные формы вала- шестерни.
На рис. 4.7 а конструкция шестерни обеспечивает нарезание зубьев со свободным выходом зуборезного инструмента (червячной фрезы или долбяка). При больших передаточных числах передачи наружный диаметр шестерни как правило мало отличается от диаметра вала и валы - шестерни конструируют в этом случае по форме на рис. 4.7 б.
Выход червячной фрезы определяют графически по ее наружному диаметру Dф назначаемому в зависимости от модуля зацепления и степени точности передачи по следующим рекомендациям:
По возможности желательно избегать конструкции врезных шестерен так как в этом случае затрудняется работа червячной фрезы или шлифовального круга (при чистовой обработке зубьев).
На рис. 4.7 в показан вариант конструкции конического вала - шестерни.
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты их от загрязнения организации системы смазки а также воспринятия сил возникающих в зацеплении редукторной пары подшипниках открытой передаче.
В проектируемых одноступенчатых редукторах принята в основном конструкция разъёмного корпуса состоящего из крышки и основания (рис. 5.1 5.2). Корпуса вертикальных цилиндрических редукторов могут иметь (рис.5.1) в отдельных случаях два разъёма что определяет ещё одну часть корпуса среднюю. Несмотря на разнообразие форм корпусов они имеют одинаковые конструктивные элементы подшипниковые бобышки фланцы рёбра соединённые стенками в единое целое и их конструирование подчиняется некоторым общим правилам.
Форма корпуса определяется в основном технологическими эксплуатационными и эстетическими требованиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов: подшипниковые бобышки и рёбра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса (см. рисунки типовых конструкций редукторов в атласе и [2]).
Предлагаемые формы корпусов не единственные. В случае необходимости можно создавать другие конструкции.
Габаритные (наружные) размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной передачи и кинематической схемой редуктора.
При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию зубчатая передача вписывается в параллелепипед (см. рис. 5.1). Поэтому конструирование зубчатой передачи валов и подшипниковых узлов размеры которых предварительно определены в эскизном проекте (см. рис.3.2) выполняются во взаимосвязи с конструированием корпуса.
В малонагруженных редукторах (Т2 500 Нм) толщины стенок крышки и основания корпуса принимаются одинаковыми (рис. 5.3) мм где Т2 - вращающий момент на колесе тихоходного вала Нм.
Внутренний контур стенок корпуса очерчивают по всему периметру корпуса с учётом зазоров и hМ между контуром и вращающимися деталями (см. рис. 3.2) .
Особое внимание уделяют фланцевым соединениям которые воспринимают нагрузки от зубчатой передачи.
Различают пять видов фланцев:
- фундаментный основания корпуса (рис.5.4);
- подшипниковый бобышки основания и крышки корпуса;
- соединительный основания и крышки корпуса;
- крышки подшипникового узла;
- крышки смотрового люка.
Конструктивные элементы фланца с соответствующим ему индексом выбирают в зависимости от диаметра d крепёжного винта (болта) из таблицы 5.1 [2] или определяют по рекомендации (рис.5.5):
для винтов ширина k 2.2d ; координата оси отверстия С = k2 ;
высота опорной поверхности под головку мм;
для болтов ширина k 2.7d ;
координата оси отверстия С = k2 - (1 2) мм.
Диаметр d крепёжного винта (болта) определяется в зависимости от значения главного геометрического параметра редуктора aw по табл. 5.1.
В таблице индекс диаметра d крепёжного винта (болта) указывает на его принадлежность соответствующему фланцу (см. рис.5.3 - 5.5).
Фундаментный фланец основания корпуса предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите). Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных или четырёх небольших платиков (см. рис. 5.3 5.4). Места крепления располагают на возможно большем (но в пределах корпуса) расстоянии друг от друга L1. Длина опорной поверхности платиков L = L1 + ширина b1 = 2.4d01 + +1.5 ; высота h1 = (2.3 2.4) .
Проектируемые редукторы крепятся к раме (плите) четырьмя болтами (шпильками) расположенными в нишах корпуса. Размеры ниш даны на рис. 5.5; высота ниш h01 = (2.0 2.5)d1 при креплении шпильками h01 = 2.5(d1 + ) болтами. Форма ниши (угловая или боковая) определяется размерами формой корпуса и расположением мест крепления. По возможности корпус крепится к раме (плите) болтами снизу что исключает необходимость конструирования ниши.
Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса предназначен для соединения крышки и основания разъёмных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых болтов (винтов) (см. рис.5.3); на продольных длинных сторонах корпуса; в крышке наружу от её стенки в основании – внутрь от стенки.
Количество подшипниковых (стяжных) винтов равно 2 для вертикальных редукторов и 3 для горизонтальных.
Подшипниковые стяжные винты ставят ближе к отверстию под подшипник на расстоянии L2 друг от друга так чтобы расстояние между стенками отверстий диаметром d02 и DT (при установке торцовой крышки подшипникового узла) было не менее 3 5 мм (см. рис. 5.3). Высота фланца определяется графически исходя из условий размещения головки винта на плоской опорной поверхности подшипниковой бобышки.
В цилиндрическом горизонтальном редукторе (см. рис. 5.3) винт расположенный между отверстиями под подшипники помещают посередине между этими отверстиями. При этом наружные торцы подшипниковых бобышек для удобства обработки выполняют в одной плоскости.
В разъёмных корпусах при сравнительно небольших продольных сторонах (при aw (de2) 160) фланец высотой h2 выполняют одинаковым по всей длине (см. рис. 5.3). На коротких боковых сторонах крышки и основания корпуса не соединённых винтами фланец расположен внутрь корпуса и его ширина k3 определяется от наружной стенки; на продольных длинных сторонах соединённых винтами d3 фланец располагается: в крышке корпуса наружу от стенки в основании внутрь.
Количество соединительных винтов n3 и расстояние между ними L3 принимают по конструктивным соображениям в зависимости от размеров продольной стороны редуктора и размещения подшипниковых стяжных винтов. При сравнительно небольшой длине продольной стороны можно принять d3 = d2 и h3 = h2 и поставить один - два винта (см. рис. 5.3). При длинных продольных сторонах принимают h3 = 1.5 для болтов h3 = 1.5 + d3 для винтов а количество винтов n3 и расстояние между ними L3 определяют конструктивно.
Фланец для крышки подшипникового узла в котором отверстие (полость) в случаях неразъёмной или разъёмной подшипниковой бобышки закрывается торцовой крышкой подбирается по диаметру винтов d4 (табл. 5.2).
Диаметр наружного кольца подшипника
Параметры присоединительного фланца торцовой крышки подшипникового узла определяют по табл. 5.3 и 5.4.
Фланец для крышки смотрового окна (см. рис. 5.1 5.2 5.6) для которого размеры сторон количество винтов n3 и расстояние между ними LБ устанавливают конструктивно в зависимости от места расположения окна и размеров крышки смотрового окна; высота фланца h5 = 3 5 мм.
Для закрепления в корпусе сливных пробок отдушин маслоуказателей на крышке и основании предусмотрены опорные платики (фланцы). Размеры сторон платиков должны быть на величину e = 3 5 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Высота платика h = 0.5d (рис. 5.5).
Конструктивные элементы фланца крышки и бобышки подшипникового узла
По диаметру D наружного кольца подшипника или стакана
Диаметр центровой окруж-ности винтов DБ1 DТ1
По центровому диаметру крышки D1
Диаметр кольцевой расточки DБ0 DТ0
По диаметру выступа крышки D0
Подшипниковые бобышки предназначены для размещения комплекта деталей подшипникового узла (см. рис. 5.1 5.3 ). В зависимости от конструкции крышки и основания корпуса редуктора возможно различное расположение бобышек подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов.
В редукторах вертикального исполнения (рис. 5.1) когда разъем крышки и основания корпуса выполняют по оси ведомого вала подшипниковые бобышки расположены внутри коробчатого корпуса.
В редукторах горизонтального исполнения (рис. 5.2) когда разъем корпусных деталей выполняют по осям валов бобышки подшипниковых узлов в основании корпуса располагают внутри корпуса а в крышке – снаружи.
Внутренний диаметр подшипниковой бобышки быстроходного DБ и тихоходного DТ вала равен внутреннему диаметру фланца для крышки подшипникового узла (см. таблицу 5.4) а наружный DБ3 (DТ3) = DБ (DТ) + +3 где - толщина стенки корпуса.
Длина гнезда подшипниковой бобышки при .этом учитываются размеры деталей регулирующих устройств внутренних уплотнений и крышек.
Определение длины l подшипникового гнезда мм
Комплект деталей подшипникового узла
с внутренним уплотнением
без внутреннего уплотнения
смотри рисунок А13 [4]
смотри рисунокА11 [4]
l = Н + H1 + B(T) + (10 12)
l = Н + H1 + B(T) + (3 5)
Примечания: 1. h - высота центрирующего пояса торцовой крышки или высота врезной крышки (см. таблицу К15).
B(T) - ширина подшипника.
H1 - высота регулировочного винта.
H - высота нажимной шайбы.
Рассмотрим рекомендации по конструированию отдельных деталей и элементов корпуса редуктора.
Смотровой люк (рис. 5.6). Служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Для удобства осмотра его располагают на верхней крышке корпуса что позволяет также использовать люк для заливки масла. Смотровой люк делают прямоугольной или (реже) круглой формы максимально возможных размеров. Люк закрывают крышкой. Широко применяют стальные крышки из листов толщиной k 2 мм (см. рис. 5.6 а). Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставят уплотняющие прокладки из картона (толщиной 1 1.5 мм) или полоски из резины (толщиной 2 3 мм). Если с такой крышкой совмещена пробка-отдушина то её приваривают к ней или прикрепляют развальцовкой (рис.5.6 б).
На рис.5.6 в приведена крышка совмещённая с фильтром и отдушиной. Внутренняя крышка окантована с двух сторон вулканизированной резиной. Наружная крышка плоская вдоль длинной её стороны выдавлены 2-3 гофра через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой. Пространство между крышками заполнено фильтром из тонкой медной проволоки или другого материала. Крышки крепятся к корпусу винтами с полукруглой или полупотайной головкой.
Если смотровой люк отсутствует или расположен в боковой стенке корпуса то в верхней плоскости крышки корпуса предусматривают отверстие под отдушину. Иногда по конструктивным соображениям контроль уровня смазки зацепления осуществляют жезловым маслоуказателем установленным в крышке корпуса для чего предусматривается специальное отверстие. Эти отверстия можно использовать и для заливки масла.
Установочные штифты (см. рис. 5.7). Расточку отверстий под подшипники (подшипниковые гнёзда) в крышке и основании корпуса производят в сборе. Перед расточкой отверстий в этом соединении устанавливают два фиксирующих штифта на возможно большем расстоянии друг от друга для фиксации относительного положения крышки корпуса и основания при последующих сборках. Фиксирующие конические штифты располагают наклонно или вертикально (см. рис. 5.7 а и б) в зависимости от конструкции фланца. Там где невозможно применение конических штифтов встык соединения ставят со стороны каждой стенки по одному (всего 4) цилиндрическому штифту (см. рис. 5.7 в) . Диаметр штифта d = (0.7 0.8)d3 где d3 - диаметр соединительного винта.
Отжимные винты. Уплотняющее покрытие плоскости разъёма склеивает крышку и основание корпуса. Для того чтобы обеспечить их разъединение при разборке рекомендуют применять отжимные винты которые ставят в двух противоположных местах крышки корпуса. Диаметр отжимных винтов принимают равным диаметру соединительных d3 или подшипниковых d2 стяжных винтов.
Проушины (см. рис. 5.8).
Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины отливая их заодно с крышкой. По варианту рис. 5.8 а проушина выполнена в виде ребра жесткости с отверстием по рис. 5.8 б - в виде сквозного отверстия в корпусе. Выбор конструкции проушины зависит от размеров и формы крышки корпуса.
Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку (рис.5.9). Оба отверстия (рис.5.9а) желательно располагать рядом на одной стороне основания корпуса в доступных местах. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища или несколько ниже его.
Дно желательно делать с уклоном 1 2° в сторону отверстия. У самого отверстия в отливке основания корпуса выполняют местное углубление для стока масла и отстоявшейся грязи (рис.5.9). Отверстие под маслоуказатель должно располагаться на высоте достаточной для точного замера верхнего и нижнего уровней масла. Форма и размер отверстий зависят от типа выбранных маслоуказателя и сливной пробки (см. рис. 5.1 5.2). Наружные стороны отверстий оформляют опорными платиками. При установке маслоуказателя и сливной пробки с цилиндрической резьбой обязательно применяют уплотнительные прокладки из паронита или резиновое кольцо. Пробка с конической резьбой не требует уплотнения.
РАЗРАБОТКА РАБОЧЕЙ ДОКУМЕНТАЦИИ КУРСОВОГО ПРОЕКТА
1. Разработка сборочного чертежа
Сборочный чертёж редуктора или узла вала выполненный на основании конструктивной проработки даёт представление о всех деталях о последовательности и порядке сборки а также устанавливает нормы контроля габаритных посадочных установочных и присоединительных размеров.
Разработка сборочного чертежа производится в соответствии с ГОСТ 2.109 ЕСКД. Сборочный чертёж (СБ) выполняется на чертёжной бумаге нужного формата карандашом в масштабе 1:1 и должен содержать:
- минимальное и необходимое для полного понимания конструкции количество проекций;
- местные изображения (виды разрезы сечения);
- номера позиций всех деталей;
- текстовую часть включающую техническую характеристику редуктора и технические требования которые должны быть выполнены или проконтролированы по данному сборочному чертежу;
Сборочные чертежи проектируемых одноступенчатых редукторов выполняют в двух проекциях с необходимым количеством разрезов сечений на основании предварительно разработанной конструктивной компоновки. В случае невозможности размещения проекций на одном листе формата А1 следует выполнить каждую проекцию на отдельном листе; при этом основная надпись выполняется на первом листе по форме 1 и на втором - по форме 2а (в соответствии с рис. 6.1).
Все необходимые размеры на сборочных чертежах указывают в соответствии с ГОСТ 2.307 ЕСКД. Линейные размеры и их предельные отклонения на чертежах указывают в миллиметрах без указания размерности. Нанесение (расположение) размера при различных положениях размерных линий на чертеже определяется наибольшим удобством его чтения.
Различают следующие размеры наносимые на проекциях сборочного чертежа: габаритные справочные посадочные установочные и присоединительные. Общее количество размеров на чертеже должно быть минимальным но достаточным для изготовления и контроля.
Габаритные размеры (высоту длину и ширину с учётом элементов открытых передач и (или) полумуфты) наносят по крайним точкам редуктора.
Справочные размеры (размеры не подлежащие выполнению по данному чертежу и указываемые для удобства пользования чертежом) отмечают знаком «*» а в технических требованиях записывают: «*Размеры для справок».
Установочные и присоединительные размеры - это размеры конструктивных элементов предназначенных для крепления узла в конструкции и присоединения к нему других элементов привода.
Посадочные размеры указывают на характер сопряжения деталей в соединениях типа "цилиндрический вал - втулка" "шпонка - шпоночный паз" "прямобочные шлицы - шлицевой паз" и т.п.
Обычно на сборочном чертеже приводят главный параметр редуктора - межосевое расстояние (с предельными отклонениями) зубчатой или червячной передач внешний делительный диаметр конического колеса в конической передаче.
Размерные линии проводят непосредственно к линиям видимого контура осевым центровым и другим линиям элементов редуктора. Размерные линии предпочтительно наносить вне контура изображения.
Размеры не регламентированные стандартами на конкретные изделия и их элементы или не обусловленные строгими геометрическими расчётами должны быть выбраны из рядов нормальных линейных размеров.
Числа обозначающие размерные и предельные отклонения не допускается пересекать или разделять какими бы то ни было линиями чертежа. Не допускается разрывать линию контура для нанесения размерного числа и наносить размерные числа в местах пересечения размерных осевых или центровых линий. В месте нанесения размерного числа осевые центровые линии и линии штриховки прерывают.
Всем элементам входящим в сборочную единицу присваивают номера в соответствии с номерами позиций указанными в спецификации этой сборочной единицы.
Номера позиций деталей указывают на полках линий - выносок длиной 10 мм которые располагают параллельно основной надписи чертежа вне контура изображения и группируют в строчку или в колонку по возможности на одной линии.
Номера позиций указывают на тех изображениях на которых соответствующие составные элементы проецируются как видимые. Номера позиций наносят на чертеже как правило только один раз.
Размер шрифта номеров позиций должен быть на 1 или 2 размера больше чем размер шрифта принятого для размерных чисел на этом же чертеже.
Разрешено делать общую линию - выноску с вертикальным расположением номеров позиций для группы крепёжных деталей относящихся к одному и тому же месту крепления. В этих случаях линию - выноску проводят от изображения составной части номер которой указывают первым.
Линии - выноски начинаются точкой (если линия - выноска пересекает контурную линию и не отводится от какой-либо линии) или стрелкой (если линия - выноска отводится от линии видимого контура). Линии - выноски не должны быть по возможности горизонтально или вертикально расположенными не должны быть параллельны линиям штриховки не должны пересекаться и пересекать размерные линии и элементы изображения к которым данная надпись не относится. Допускается проводить линии - выноски с одним изломом.
Текстовую часть сборочного чертежа выполняют в соответствии с требованиями ГОСТ 2.316 ЕСКД. Она необходима для лучшего понимания конструктивного устройства узла. Текстовую часть размещают на свободном поле чертежа над основной надписью (на расстоянии 12 - 15 мм) в виде колонки шириной не более 185 мм. При необходимости текст располагают в нескольких колонках из которых вторую и последующие размещают слева от основной надписи. Надписи на чертежах должны быть краткими и точными без сокращений слов кроме общепринятых.
Текстовая часть сборочного чертежа редуктора содержит техническую характеристику его и технические требования. Заголовки частей текста не подчёркивают. Каждый пункт записывают с красной строки.
Техническая характеристика включает:
- передаточное отношение (число) редуктора ;
- вращающий момент на выходном валу Твых Нм ;
- частоту вращения выходного вала n2 обмин ;
- степень точности передачи или коэффициент полезного действия .
Технические требования содержат:
- требования к покрытию плоскости разъёма корпусных деталей герметиком;
- сведения по окраске необработанных поверхностей корпуса;
- сорт и количество масла для смазывания передачи и подшипников
- редуктор обкатать в течение 2 часов под нагрузкой равной поло-
вине заданной номинальной.
Основная надпись сборочного чертежа выполняется по форме 1 и заполняется в соответствии с требованиями ГОСТ 2.104 ЕСКД (см. рис.6.1).
2. Спецификация сборочного чертежа
Спецификация сборочного чертежа (рис. 6.2) составляется в соответствии с ГОСТ 2.109 ЕСКД и определяет состав редуктора (узла вала).
Спецификация необходима для изготовления редуктора комплектования конструкторских документов и планирования запуска в производство.
Спецификацию выполняют на листах формата А4 карандашом и выпускают вместе с текстовым документом. В учебных курсовых проектах спецификацию помещают в приложении к пояснительной записке.
Наименование каждого раздела записывают в виде заголовка в графе "Наименование" строчными буквами (кроме первой прописной) и подчёркивают. Ниже каждого заголовка оставляют одну свободную строку. В конце каждого раздела спецификации оставляют несколько резервных строк и резервных номеров позиций. Спецификацию заполняют сверху вниз.
В раздел "Документация" вносят записи "Сборочный чертёж" и "Пояснительная записка".
В раздел "Сборочные единицы" вносят имеющиеся сборочные единицы (узлы) непосредственно входящие в проектируемое изделие и комплектуемые отдельно от него (например жезловый маслоуказатель фильтр очистки масла червячное колесо и т.д.).
В раздел "Детали" записывают изделия для изготовления которых должны быть разработаны рабочие чертежи. Записи указанных деталей разрешается производить в произвольном порядке.
В разделе "Стандартные изделия" записывают изделия выполненные по государственным республиканским отраслевым стандартам а также по стандартам предприятий. В пределах каждой категории стандартов запись рекомендуется производить по группам изделий объединённых по их функциональному назначению (крепёжные изделия подшипники качения и т.п.); в пределах каждой группы - в алфавитном порядке наименований
Пояснительная записка
изделий а в пределах каждого наименования - в порядке возрастания основных параметров или размеров изделия.
В раздел "Прочие изделия" вносят нестандартные изделия выбранные по каталогам прейскурантам и т.п. Запись изделий производят по однородным группам.Пример заполнения спецификации сборочного чертежа с основной надписью соответствующей заглавному листу спецификации приведён на рис. 6.2. Для последующих листов спецификации применяют ту же форму но с основной надписью по форме 2а (см. рис. 6.1) .
3.Правила обозначения конструкторской
Каждому изделию должно быть присвоено обозначение. Это же обозначение присваивают всем относящимся к данному изделию конструкторским документам. Обозначение документации разрабатываемой в ходе выполнения курсового проекта по прикладной (технической) механике предложено кафедрой "Основы конструирования механизмов и машин" (ОКМ и М) на основании стандарта предприятия [5].
Основное обозначение содержит 13 цифр разделённых точками на три группы (рис. 6.3).
Первая группа знаков основного обозначения (четыре цифры) представляет собой код разработчика документа. Для учебных чертежей и текстовых документов код разработчика включает трёхзначный индекс кафедры (приказом по университету код кафедры ОКМ и М - 204) и код характера работы (3 - курсовая работа 2 - курсовой проект).
Вторая группа знаков основного обозначения (шесть цифр) представляет собой код классификационной характеристики. Он содержит:
- код учебной дисциплины внутри кафедры (1 - теория механизмов и машин 2 - основы конструирования 3 - подъёмно-транспортные устройства
- прикладная или техническая механика); эта цифра проставляется в группе первой слева;
- шифр проектируемого изделия по классификатору кафедры ОКМ и М который проставляется второй третьей и четвёртой цифрами слева при двухзначном обозначении шифра проектируемого изделия вторая цифра 0;
- номер задания для проектирования проставляется пятой и шестой цифрами слева.
Третья группа знаков основного обозначения (три цифры) представляет собой порядковый регистрационный номер используемый для обозначения номера детали по спецификации и на рабочем чертеже а также во всех случаях когда есть необходимость в порядковой нумерации. В остальных случаях третью группу заполняют нулями.
Дополнительные обозначения представляют собой буквенный код документа: СБ - сборочный чертёж ВО - чертёж общего вида ПЗ - пояснительная записка РР - расчёты и т.д .
4. Общие требования к чертежу детали
Чертёж детали является документом содержащим изображение детали и все данные определяющие размеры точность шероховатость поверхностей материал и его термическую или химико-термическую обработку и другие технические требования необходимые для изготовления и контроля качества детали.
Нанесение размеров. Общее количество размеров на чертеже детали должно быть минимальным но достаточным для её изготовления и контроля. При нанесении размеров учитывают положение детали в изделии удобство и экономичность изготовления сборки и её ремонта.
Размеры не подлежащие выполнению по данному чертежу и указываемые для удобства пользования чертежом являются справочными. Они отмечаются на чертеже одним или несколькими знаками * а в технических требованиях записывают:
* Размеры для справок .
На чертежах деталей у размеров контроль которых технически затруднён наносят знак ** а в технических требованиях помещают запись :
** Размеры обеспечиваются инструментом .
Размерные линии можно проводить непосредственно к линиям видимого контура детали осевым центровым и другим линиям. Размерные линии предпочтительно наносить вне контура изображения детали.
Размеры определяющие расположение сопрягаемых поверхностей проставляют как правило от конструктивных или технологических баз с учётом возможностей выполнения и контроля этих размеров.
Конструктивная база определяет положение детали в сборочной единице; такой базой может быть как реальная поверхность так и геометрические элементы детали (оси или плоскости симметрии).
Технологические базы определяют положение детали при обработке и являются реальными поверхностями. Технологические базы могут совпадать с конструктивными или отличаться от них.
При нанесении размеров определяющих форму поверхностей применяют условные обозначения: (диаметр) (квадрат) (уклон) (дуга) R (радиус) и др.
Выбор способа нанесения размеров (от одной общей базы или от нескольких баз заданием размеров нескольких групп элементов или заданием размеров цепочкой) зависит от требований точности детали и от технологического процесса её обработки.
Один из размеров детали составляющих размерную цепь необходимо оставлять свободным то есть его на чертеже или не наносить или указывать в качестве справочного размера.
Размеры детали относящиеся к одному и тому же конструктивному элементу (пазу выступу и т.п.) рекомендуется группировать на том изображении на котором геометрическая форма данного элемента показана наиболее полно.
Размеры нескольких одинаковых элементов детали как правило наносят один раз с указанием на полке линии - выноски количества этих элементов.
При нанесении размеров элементов равномерно расположенных по окружности вместо угловых размеров определяющих взаимное расположение элементов указывают только их количество.
Предельные отклонения размеров. Предельные отклонения размеров следует указывать непосредственно после номинальных размеров для всех квалитетов точнее 12-го. Предельные отклонения размеров низкой точности (13-го квалитета и грубее) не указывают непосредственно после номинальных размеров а оговаривают записью в технических требованиях следующего содержания: "Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстий – Н 14 валов – h 14 остальных IT 142 ".
Рекомендуемые предельные отклонения линейных размеров в миллиметрах указывают в скобках после условного обозначения поля допуска размера (например или ) .
При записи предельных отклонений числовыми значениями верхнее отклонение размера помещают над нижним. Предельные отклонения равные нулю не указывают.
При симметричном расположении поля допуска (например для посадок типа Js или js ) величину отклонения указывают один раз со знаком при этом высота цифр определяющих отклонения должна быть равна высоте шрифта номинального размера например 8JS9(±0018).
Предельные отклонения указываемые числовыми значениями в виде десятичной дроби записывают не более чем с 3 знаками после запятой выравнивая количество знаков в верхнем и нижнем отклонениях добавлением нулей.
Предельные отклонения угловых размеров указывают только числовыми значениями ( 45 30' ) .
Предельные отклонения диаметров резьбы указывают только условными обозначениями полей допусков:
- для наружной резьбы - среднего и наружного диаметров (M10-7h6e);
- для внутренней резьбы - среднего и внутреннего диаметров (M24-5Н6Н).
Участки поверхности детали с одним номинальным размером но с различными предельными отклонениями разделяют сплошной тонкой линией и номинальный размер с отклонениями указывают для каждого участка отдельно.
Все детали машин и механизмов изготавливаются по размерам указанным в рабочих чертежах деталей. Размер – это числовое значение линейной величины (диаметра ширины длины и т.д.) в выбранных единицах измерения (в метрической системе измерений - в миллиметрах). Различают номинальный действительный и предельный размеры элементов деталей.
Номинальные размеры имеют допустимые отклонения (верхнее и нижнее). Различают отклонения размеров действительные и предельные. Действительное отклонение - это алгебраическая разность между действительным и соответствующим номинальным размерами; предельное отклонение - это алгебраическая разность между предельным и соответствующим номинальным размерами. Верхнее отклонение размера есть алгебраическая разность между наибольшим предельным и соответствующим номинальным размерами. Нижнее отклонение размера - алгебраическая разность между наименьшим предельным и соответствующим номинальным размерами.
Допуск размера - это разность между наибольшим и наименьшим предельными размерами или абсолютная величина алгебраической разности между верхним и нижним отклонениями размера.
В соответствии с требуемой точностью исполнения номинальных размеров детали установлены 19 квалитетов точности каждый из которых рассматривается как соответствующий одному уровню точности для всех номинальных размеров. Наибольшее распространение получили квалитеты от 6-го до 15-го расположенные в порядке убывания точности.
При графическом изображении поля допуска отклонение размера откладывают от нулевой линии: при расположении нулевой линии горизонтально положительные отклонения откладывают вверх от неё а отрицательные - вниз (рис. 7.1).
Детали составляющие машину или отдельный механизм связаны между собой тем или иным способом. Эти связи разделяют на подвижные (шарниры зацепления подшипники и пр.) и неподвижные (резьбовые шпоночные сварные и др.). Неподвижные связи деталей в технике называют соединениями. Характер соединения деталей называют посадкой. Характеризует посадку разность действительных размеров деталей до сборки.
Посадки могут обеспечивать в соединении гарантированный зазор или гарантированный натяг (см. рис.7.1). Группа переходных посадок может иметь или зазор в соединении деталей или натяг (см.рис.7.2) в зависимости от действительных размеров деталей типа "Вал" (охватываемая поверхность 2) и "Втулка" (охватывающая поверхность 1).
Разнообразные посадки удобно получать изменяя положение относительно нулевой линии поля допуска или вала или отверстия оставляя положение поля допуска одной детали неизменным. Деталь у которой положение поля допуска остаётся без изменения и не зависит от вида посадки называют основной деталью системы. Если этой деталью является охватывающая ("Втулка") то соединение выполнено в системе отверстия что чаще всего является предпочтительным (см.рис.7.1). Если же основной деталью является охватываемая деталь ("Вал") то соединение выполнено в системе вала. У основного отверстия нижнее отклонение размера EI = 0 а поле допуска направлено в сторону увеличения номинального размера. У основного вала верхнее отклонение размера es = 0 а поле допуска направлено в сторону уменьшения номинального размера.
Основные отклонения размеров обозначают буквами латинского алфавита: для отверстий - прописными A B C D E H и т.д. для вала - строчными a b c d e f g h и т.д.
Для посадок с гарантированным зазором когда наименьший предельный размер отверстия больше наибольшего предельного размера вала или равен ему рекомендуют применять неосновные валы с отклонениями размеров d f g h; для переходных посадок - валы js k m n. Для посадок с гарантированным натягом когда наибольший предельный размер отверстия меньше наименьшего предельного размера вала или равен ему рекомендуют назначать неосновные валы с отклонениями размера p r s t.
Посадки в цилиндрических соединениях деталей обозначают комбинациями условных обозначений полей допусков (например - в системе отверстия; - та же посадка в системе вала).
В табл. 7.1 - 7.3 приведены значения полей допусков наиболее распространённых квалитетов основных отклонений отверстий и валов предпочтительных посадок.
Значения полей допусков мкм
Значения основных отклонений отверстий наиболее употребляемых посадок мкм
Значения основных отклонений валов наиболее употребляемых
2. Рекомендации по назначению посадок в соединениях типовых деталей
Соединения "вал - ступица". Для передачи вращающего момента чаще всего используют шпоночные соединения с применением призматических (или сегментных) шпонок. При этом рекомендуются следующие посадки соединений с гарантированным натягом:
- для колёс цилиндрических прямозубых
- для колёс цилиндрических косозубых и шевронных
- для колёс конических прямозубых
При этом посадки с бльшим натягом (указанные в скобках) следует назначать для реверсивных передач.
Для удобства сборки по выбранной посадке с натягом зубчатого колеса на вал с установленной шпонкой рекомендуется предусматривать направляющий цилиндрический участок вала с допуском по d11 (рис.7.3).
Посадки призматических шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78: для ширины паза на валу по для ширины паза в ступице при неподвижном соединении нереверсивной передачи - по Js9h9 и при неподвижном соединении реверсивной передачи - по P9h9 .
Ecли по результатам расчёта на прочность шпоночного соединения требуется слишком длинная шпонка (свыше полутора диаметров посадочного участка вала) целесообразно применить шлицевое соединение. Наиболее распространены соединения прямобочными шлицами с центрированием по наружному диаметру D. Для неподвижных соединений регламентированы следующие посадки элементов шлицевых соединений;
- для центрирующей поверхности
- для рабочих боковых поверхностей
Посадки колец подшипников качения. Значения допусков посадочных участков вала и отверстия корпуса под подшипник выбирают в соответствии с характерными случаями нагружения колец подшипников при работе:
а) кольцо вращается относительно радиальной нагрузки подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению;
б) кольцо неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению.
При этом рассматривают наиболее распространённый в общем машиностроении случай применения подшипников качения нормального класса (0) и руководствуются следующими соображениями.
При нагружении внутреннего кольца подшипника циркуляционной нагрузкой без ударов поле допуска вала назначают по к6 для шариковых подшипников и по m6 для роликовых подшипников.
При нагружении наружного кольца подшипника местной нагрузкой поле допуска отверстия корпуса назначают по Н7 что обеспечивает возможность перемещения кольца как в осевом направлении так и в окружном направлении (под действием сил трения). Это позволяет в целом повысить долговечность подшипника .
Посадки крышек подшипников. По конструкции различают крышки привёртные крепящиеся к корпусным деталям винтами и закладные которые возможно применять в редукторах имеющих плоскость разъёма корпуса по осям валов. В отличие от так называемых глухих крышек имеются крышки снабжённые центральным отверстием для выходного конца вала.
Глухие привёртные крышки устанавливают в корпус по посадке H7d11 обеспечивающей гарантированный зазор в соединении что не приводит однако к вытеканию смазки из подшипникового гнезда из-за создания герметичного стыка деталей по фланцу крышки в результате затяжки винтов крепления крышки к корпусу.
Сквозную привёртную крышку помещают в корпус с обеспечением посадки H7h8 что гарантирует нормальную работу манжетного уплотнения.
Закладные крышки подшипников (как глухие так и с центральным отверстием для выходного конца вала или с резьбовым отверстием под нажимной регулировочный винт) удерживаются в корпусе кольцевым выступом шириной S для которого в корпусных деталях протачивают канавку. Посадку деталей по кольцевому выступу назначают как H11h11 а по наружному диаметру крышки - H7h8 что гарантирует очень малый зазор препятствующий вытеканию масла из полости подшипникового гнезда.
Посадки стаканов подшипников. Одной из особенностей конструкции конической зубчатой передачи является консольное расположение конической шестерни. Концентрацию нагрузки при этом стремятся уменьшить повышением жёсткости узла опорных подшипников. Повышенные требования к жёсткости диктуются и необходимостью высокой точности осевого расположения конических зубчатых колёс что обеспечивается регулировкой зацепления в процессе сборки передачи.
В конструкциях узлов конических шестерён применяют радиально-упорные подшипники главным образом конические роликоподшипники устанавливаемые в стакане по схеме "врастяжку" или "враспор" [2].
Для удобства регулирования осевого положение конической шестерни подшипники опор заключены в стакан что обеспечивает независимую регулировку зазора в подшипниках. В этом случае применяют посадку стакана в корпус - H7js6 .
Посадки полумуфт на валах. Полумуфты устанавливают на цилиндрические (по ГОСТу 12080-72) или конусные (по ГОСТу 12081-72) концы валов.
При постоянном направлении вращения и умеренно нагруженных валах когда рабочие напряжения кручения в сечении вала не превышают 15 МПа полумуфты устанавливают на гладкие цилиндрические концы валов по переходным посадкам типа H7k6 или H7m6 .
При реверсивной работе а также при существенно нагруженных валах ( >15 МПа) применяют посадку H7n6 .
При больших нагрузках работе со значительными толчками и ударами а также при реверсивной работе предпочтительно полумуфты устанавливать на конусные концы валов. Посадку полумуфты на конусный конец вала производят с обязательным приложением осевой силы (с помощью болта через торцовую шайбу или с помощью круглой шлицевой гайки). Затяжкой полумуфты на конусные концы валов можно создать значительный натяг в соединении и обеспечить точное радиальное и угловое положение полумуфты относительно вала.
Установку полумуфт на цилиндрические шлицевые концы валов применяют если при прочностном расчёте шпоночного соединения длина посадочного отверстия (длина ступицы) получается свыше полутора диаметров вала. Посадку полумуфты по наружному центрирующему диаметру шлицев тогда принимают типа H7js6 .
Посадки шестерни открытой передачи. Шестерня открытой зубчатой передачи в кинематической схеме привода машины располагается консольно на конце выходного (тихоходного) вала редуктора. При сборке узла тихоходного вала установку шестерни производят в конце операции. Для предотвращения повышенных нагрузок на опорные подшипники этого вала при установке рекомендуют посадки типа H7p6 или H7n6.
Посадки шкивов ремённой передачи. Для передачи вращающего момента от приводного электродвигателя на входной (быстроходный) вал редуктора зачастую применяют ремённую передачу.
Для удобства надевания и замены ремней при сборке и эксплуатации ременной передачи шкивы обычно устанавливают консольно на конусные концы валов. В случае установки шкива на цилиндрический конец вала применяют посадку Н7к6 при установке на конусный конец вала осевое крепление шкива производят по одному из способов приведенных в [2 рис.20.1 и 20.2].
3. Допуски формы и расположения поверхностей
Для обеспечения работоспособности детали в процессе эксплуатации машины или механизма наряду с выполнением размеров детали по чертежу необходимо обеспечить при изготовлении требуемую форму её поверхностей (плоскость цилиндр конус и т.п.) а также правильное взаимное расположение поверхностей (параллельность перпендикулярность соосность и т.д.). Погрешности формы и расположения поверхностей возникают при механической обработке деталей вследствие упругих деформаций металлорежущего оборудования инструмента и обрабатываемых деталей неоднородности материала заготовок деталей и других причин.
Допуски формы и расположения поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2.308-79. Эти обозначения состоят из графического символа обозначающего вид допуска (табл. 7.4) числового значения допуска в миллиметрах и буквенного обозначения базы или поверхности с которой связан допуск расположения.
Знаки условного обозначения допусков формы и расположения поверхностей
На чертежах условное обозначение этих допусков указывают в прямоугольных рамках (рис.7.4). Рамку знака располагают горизонтально. В необходимых случаях допускается вертикальное расположение рамки.
Разрешается допуски формы и расположения поверхностей указывать текстом в технических требованиях чертежа детали если отсутствует условный знак допуска.
С элементом детали к которому относится этот допуск рамку условного обозначения соединяют сплошной тонкой линией оканчивающейся стрелкой направленной на этот элемент (цилиндрическая поверхность торец рабочая поверхность шпоночного паза и т.д.).
Базы обозначают зачернённым равносторонним треугольником высота которого равна высоте размерных чисел. Если базой является поверхность (посадочное отверстие детали цапфа вала и т.д.) то основание треугольника располагают на видимой контурной линии или на её продолжении на некотором расстоянии от размерной линии. Если же базой является ось (или плоскость) симметрии то основание треугольника располагают непосредственно под стрелкой размерной линии (рис.7.5).
Вал и вал-шестерня. Чаще всего базой измерения для этих деталей является общая ось посадочных поверхностей для подшипников качения. Эта ось обозначена на рис. 7.6 буквами АВ.
На этом же рисунке приведены обозначения основных диаметров вала (dп dо dБ и d) а в рамках - условные обозначения допусков формы и рас-
положения и номера позиций в соответствии с которыми по табл. 7.5 определяют числовые значения этих допусков.
Допуски формы и расположения поверхностей
= 0.5t где t -допуск размера поверхности
на диаметре dn по табл. 7.6 в зависимости от типа подшипника качения.
на диаметре d по таблице 7.7
Степень точности допуска соосности по табл. 7.8
= 60n мм только для n 1000 обмин
Т на диаметре dо по таблице 7.9. Степень точности допуска при базировании подшипников: шариковых - 8 роликовых – 7.
Т на диаметре dВ при для седьмой и восьмой - 6; для девятой – 7.
где tшп - допуск ширины шпоночного паза
Допуск соосности поверхности цапфы вала длиной В = 10 мм
Радиальный шариковый однорядный.
Радиально-упорный шариковый однорядный.
Радиальный с короткими цилиндрическими роликами.
Радиально-упорный конический роликовый однорядный.
Радиальный шариковый и роликовый двухрядный сферический.
Примечание: при длине В (мм) посадочного места подшипника на валу отличного от В1 = 10 мм табличное значение допуска соосности следует умножить на 01 В1.
Допуск соосности поверхности вала
Степень точности допуска соосности
Допуск соосности мкм
Степень точности допуска соосности в зависимости от кинематической точности зубчатой передачи
Диаметр делительной окружности колеса мм
Степени точности допусков параллельности перпендикулярности
Интервалы диаметров мм
Степень точности допусков параллельности перпендикулярности
Допуски параллельности перпендикулярности
Пример выполнения рабочего чертежа вала приведен на рис.7.7.
Зубчатое колесо. На рис. 7.8 показаны несколько зубчатых колёс и условные обозначения баз и допусков формы и расположения поверхностей.
В соответствии с позициями приведёнными на этом рисунке в табл.7.10 даны указания для определения допусков и расположения поверхностей.
Назначение каждого из допусков формы и расположения поверхностей зубчатого колеса следующее:
-в позиции 1 – допуск цилиндрической посадочной поверхности колеса назначают чтобы ограничить концентрацию напряжений на посадочной поверхности;
-в позиции 2 – допуск перпендикулярности торца ступицы колеса задают чтобы создать точную базу для подшипника качения и уменьшить перекос колес подшипников;
-в позиции 3 – допуск параллельности торцов ступицы для узких колес (ld 0.7 ) задают по тем же соображениям что и допуск перпендикулярности торца ступицы. Если у колеса нет выточки следовательно нет и размера dст то допуск параллельности торцов ступицы относится к условному диаметру равному 15 2 размерам посадочного отверстия. Тогда в рамке условного обозначения приводят значение допуска параллельности и условный диаметр измерения например для условного диаметра 50 мм при допуске параллельности 0016 мм.
Если торцы ступицы не участвуют в базировании подшипников то допуски по позициям 2 и 3 не назначают.
Допуски формы и расположения поверхностей
= 05t где t - допуск размера отверстия d.
T на диаметре dст рассчитывают только при ld 07 по таблице 7.9. Степень точности допуска при базировании подшипников: шариковых – 8 роликовых – 7.
T на диаметре dст рассчитывают только при ld 07 по таблице 7.9. Степень точности допуска при базировании подшипников: шариковых – 7 роликовых – 6.
T =05tшп ; Т = 2tшп где tшп - допуск ширины шпоночного паза
Пример выполнения рабочего чертежа зубчатого колеса приведен на рис.7.9.
4.Шероховатость поверхностей
Из всех параметров шероховатости установленных ГОСТ 2789-73 наибольшее применение в общем машиностроении имеет среднее арифметическое отклонение Ra в мкм.
При обозначении на чертежах шероховатости поверхностей принимают во внимание следующее.
Если вид обработки поверхности конструктором не устанавливается применяют знак . Это обозначение является предпочтительным.
Если требуется чтобы поверхность была образована обязательно путём удаления слоя материала например точением шлифованием и прочее применяют знак .
Если поверхность образована без удаления слоя материала (ковкой штамповкой накатыванием роликами и пр.) применяют знак . Такой же знак применяют для обозначения шероховатости поверхностей не обрабатываемых по данному чертежу.
Числовые значения параметров шероховатости Ra можно принимать по следующей рекомендации [2 с. 323] :
для посадочных поверхностей отверстий и валов по табл. 7.10;
для других основных поверхностей деталей по табл. 7.11 .
Параметры шероховатости Ra мкм
Торцы буртиков валов для базирования :
подшипников качения класса точности 0
зубчатых колёс при отношении ld 0.8
Поверхности валов под резиновые манжеты
Поверхности шпоночных пазов на валах : рабочие
Поверхности шпоночных пазов в отверстиях : рабочие
Поверхности шлицев на валах соединения:
боковая поверхность зуба неподвижного подвижного
Поверхности шлицев в отверстиях колёс :
боковая поверхность неподвижного соединения
боковая поверхность подвижного соединения
цилиндрические поверхности центрирующие :
неподвижного соединения
подвижного соединения
цилиндрические поверхности нецентрирующие
Торцы ступиц зубчатых колёс центрирующихся по торцам
заплечиков валов при ld 0.7
Окончание табл. 7.12
Торцы ступиц зубчатых колёс по которым базируют подшипники качения класса 0
Нерабочие поверхности торцов ступиц зубчатых колес
Профили зубьев зубчатых колёс степени точности :
Поверхности выступов (вершин) зубьев зубчатых колёс
Фаски и выточки на колёсах
Рабочая поверхность шкивов ремённой передачи
Рабочие поверхности (боковые) зубьев звёздочек цепных передач
Отверстия под болты винты
Опорные поверхности под головки болтов винтов гаек
Примечание:Шероховатость поверхностей не указанных в данной таблице можно определить по формуле Ra 0.05t где t - допуск размера поверхности.
Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений. - 6-е изд. перераб. - М.: Высшая школа 2000. - 383 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов. - 7-е изд. перераб. и доп. - М.: Высшая школа 2001. - 447 с.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов С.А.Чернав-ский К.Н.Боков И.М.Чернин и др. - 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машино-строение 1988. - 416 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа 1991. - 432 с.
СТП УГАТУ 002-98. Графические и текстовые конструкторские документы. Требования к построению изложению оформлению. - Уфа: Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т 1998. - 82 с.
Подшипники качения: Справочник-каталогПод ред. В.Н.Нарышкина и Р.В.Коросташевского. – М.: Машиностроение 1984. – 280 с. ил.
МИГРАНОВ Марс Шарифуллович
НОГОТКОВ Олег Федорович
СИДОРЕНКО Александр Александрович
ШУСТЕР Лева Шмульевич
Набор и верстка Кондаковой Т.В.
Редактор Валеева С.Р.
Подписано в печать 02.2003. Формат 6084 116. Бумага офсетная. Печать плоская. Гарнитура Times. Усл. печ. л. 78.
Усл. кр.– отт. 78. Уч.–изд. л. 76. Заказ № . С(55)
Издательство МАИ 125871 Москва Волоколамское шоссе 4
Редакционно-издательский комплекс УГАТУ
0000 Уфа–центр ул. К. Маркса 12

Беляев, Рубцов. Расчет передач (одноступенчатый редуктор).doc

Министерство образования Российской Федерации
УФИМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АВИАЦИОННЫЙ
ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
к выполнению курсового проекта
по прикладной механике
Кафедра основ конструирования механизмов и машин
Составители: В.А. Беляев В.Н. Рубцов
Проверка работоспособности зубчатого цилиндрического редуктора: Методические указания к лабораторной работе по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» Уфимск. гос. техн. ун-т; Сост. В.А. Беляев В.Н. Рубцов. – Уфа 2004. – 28 с.
Приведены краткие сведения по оценке работоспособности редуктора описание и порядок выполнения лабораторной работы. Главное внимание уделено оценке работоспособности зубчатых передач редуктора.
Предназначены для студентов 3 курса факультета авиационно-технологических систем при подготовке дипломированного специалиста по направлению 651400 – Машиностроительные технологии и оборудование (специальности 120300 120400 120500 120700 072100) и направлению 657800 – Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств (специальность 120100).
Табл. 16. Ил. 9. Библиогр.: 2 назв.
Рецензенты: Бычков В.М.
© Уфимский государственный
авиационный технический университет 2004
Методические указания к выполнению расчетной масти курсового проекта по прикладной механике предназначены для студентов немеханических специальностей всех форм обучения учебным планом которых предусмотрено выполнение курсового проекта по прикладной механике и других контрольных мероприятий по указанным курсам.
Предлагаемые указания включают в себя задания на курсовые
проекты с рекомендациями по выполнению расчетной части проекта.
Кроне того в них изложена последовательность расчета приводов с
одноступенчатыми редукторами показан порядок расчета зубчатых и
червячных передач и дан пример расчета зубчатой передачи. С целью
сокращения времени затрачиваемого студентом при выполнении расчет-
ной части проекта на отыскание требуемой величины или рекомендации
в различных справочниках и другой специальной литературе методические указания снабжены необходимыми пояснениями и справочными
i. рекомендации по расчету приводов с одноступенчаытми
Курсовой проект по прикладной механике для студентов немеханичеоких специальностей включает в себя расчет и проектирование приводов машин работающих при длительной постоянной или слабоменяющейся нагрузке например транспортеров вентиля торов насосов компрессоров и т.п. Проектируемый привод состоит из электродвигателя и одноступенчатого зубчатого или червячного редуктора ведущий пал которого соединяется с валом электродвигателя посредством муфты (обычно муфты упругой втулочно-пальцеяой по ГОСТу 21 424-75) а ведомый несет на себе консольно расположеную шестерню.
В паданиях и проектах исходными данными к проектированию привода служат:
)схема редуктора (0102.. .09);
)вращающий момент на ведомом валу редуктора в МПа;
)частота а ращения ведомого вала в обмин;
)число зубьев шестерни открытой передачи на ведомом валу .
По этим данным прежде всего подбирается соответствующий электродвигатель. Выбор электродвигателя предусматривает определение типа мощности частоты вращения и основных размеров. При этом следует иметь в виду что большая частота вращения вала электродвигателя при одинаковой мощности вызывает увеличение передаточного числа редуктора а следовательно увеличение его длины и высоты. Меньшая частота вращения вызывает увеличение размеров электродвигателя и увеличение ширины зубчатых колес а следовательно ширины редукторов. Одновременно необходимо учитывать рекомендуемые значения передаточных чисел различных типов передач (табл.1.1). Кроме того значения передаточных чисел редуктора не должны выходить за пределы допускаемых отклонений предусмотренных ГОСТом 12289-76.
Рекомендуемые значения передаточных чисел
Зубчатая цилиндрическая
Номинальные передаточные числа зубчатых передач редукторов приведены в табл. 1.2.
Номинальные передаточные числа
Ряд I: 1; 125; 16; 2; 25; 315; 4; 5; 63; 10; 125.
Ряд 2:- 112; 14; 18; 24; 28; 355; 45; 56; 71; 8; 9; 112.
При выборе материала для зубчатых колес следует учитывать
назначение передачи условия эксплуатации и возможную технологию
изготовления колес. В табл.1.3 приведены рекомендуемые материалы
для изготовления зубчатых колес.
При окружных скоростях более 6 мс целесообразно применять колеса с косыми шевронными или круговыми зубьями.
В закрытых передачах не рекомендуется принимать модули меньше 175-2 мм (значения стандартных модулей приведены в табл. 1.4) и применять передачи 9-12 степени точности.
Материалы зубчатых колёс
Термическая обработка
Модули мм (СТ СЭВ 310-76)
Ряд I: 1; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20.
Ряд 2: 125; 1375; 175; 225; 275; 35; 45; 55; 7; 9; 11; 14
Примечание. Ориентировочное определение величины модуля:
Межосевые расстояния червячных и цилиндрических зубчатых передач а также диаметры колес конической зубчатой передачи подученные при проектировочном расчете рекомендуется округлять до стандартных значений приведенных в табл. 1.5.
Межосевые расстояния зубчатых и червячных передач внешние делительные диаметры зубчатых колес конических передач
мм (ОТ СЭВ. 229-75)
Ряд I: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000.
Ряд 2: 71; 90; 112; 140; 180; 225; 280; 355; 450; 560; 710; 900.
Примечание. Фактические диаметры конической передачи не должны отличаться от номинальных более чем на .
Число зубьев шестерни зубчатой передачи рекомендуется принимать больше 17; при получении необходимо применять корригирование зубьев с соответствующим расчетом. После определения делительных диаметров шестерни и колес и необходимо уточнить величину межосевого расстояния по формуле
для того чтобы убедиться в отсутствии необходимости корригирования зубчатых колес. При определении ширины зубчатого венца цилиндрических колес в по формуле
полученное значение следует округлить по стандартному ряду чисел или согласно ГОСТу 6636-69 (табл. 1.6) .
При выборе значений коэффициента учитывается твердость рабочих поверхностей зубьев и расположение колес относительно опор (табл. 1.7).
Нормальные линейные размеры
Рекомендуемые значения коэффициента ширины венца
Твёрдость рабочих поверхностей зубьев
Примечание. Коэффициенты ширины венца зубчатого колеса по диаметру и межосевому расстоянию связаны зависимостью
При проверочном расчёте передач желательное отклонение расчётных напряжений и от допускаемых должно быть в пределах причём перегрузка более недопустима.
Если перегрузка по контактным напряжениям превысит следует при расчёте цилиндрической зубчатой передачи либо увеличить значение до ближайшей большей стандартной величины либо увеличить ширину зубчатого венца приняв больший коэффициент ширины либо выбрать для шестерни и колеса новый материал обладающий более высокими прочностными свойствами. При расчёте конической зубчатой передачи следует увеличить модуль или назначить более качественный материал. Если перегрузка по напряжениям изгиба превысит то следует увеличить модуль до ближайшего большего стандартного значения.
Для определения основных параметров червячных передач использован ГОСТ 2144-76 который распространяется на ортогональные передачи с цилиндрическим червяком и соответствует рекомендациям СЭВ.
С целью исключения заедания для червячных колёс применяют материалы с высокими антифрикционными свойствами. Червяки изготавливают чаще из закалённых до сталей 40Х 40ХН. Характеристики механических свойств материалов наиболее часто применяемых для венцов червячных колёс приведены в табл. 1.8.
Материалы для червячных передач
Механические свойства МПа
Рекомендуемый предел скорости скольжения
При проектировании червячной передачи при берут червяк однозаходный а при - двух- или четырехзаходный. При
определении геометрических размеров передачи следует увязывать
значения осевой модуль m и относительный диаметр червяка . Сочетания значений т и при приведены в табл. 1.9.
Если в результате расчета перегрузка по контактным напряжениям будет более следует изменить межосевое расстояние или материал передачи а при перегрузке по напряжениям изгиба необходимо увеличить модуль с последующим перерасчетом передачи.
ЗАДАНИЯ К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ.
Рассчитать и спроектировать одноступенчатый редуктор по одной из заданных: схем (рис. 2.1). Значения вращающего момента и числа оборотов на ведомом валу редуктора а также числа зубьев шестерни открытой передачи которую несет этот вал приведены в табл. 2.1 2.2 и 2.3.
Данные для расчёта привода по схемам 01 02 06 и 09.
Окончание таблицы 2.1
Данные для расчёта привод по схеме 07
Данные для расчёта привод по схеме 08
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ РАСЧЕТА ПРИВОДА С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ РЕДУКТОРОМ
1. Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора.
1.1. Определение КПД привода.
1.2. Определение требуемой мощности привода.
1.3. Определение требуемой мощности электродвигателя.
1.4. Выбор электродвигателя.
1.5. Определение передаточного числа редуктора.
1.6. Определение мощности частоты вращения и крутящих моментов на валах редуктора.
2. Расчет закрытой передачи.
2.1. Проектировочный расчет закрытой передачи.
2.2. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям.
2.3. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
3. Расчет открытой передачи.
3.1. Проектировочный расчет открытой передачи.
3.2. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
4. Расчет валов. Подбор подшипников.
4.1. Проектный (предварительный) расчет валов.
4.2. Эскизная компоновка валов.
4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс.
4.4Подбор и проверка шпонок.
4.5. Расчет усилий в зацеплении закрытой и открытой передач (рекомендуется направление сил показывать на пространственной схеме).
4.6 Выбор расчетной схемы валов. Определение опорных реакций построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
4.7. Подбор и расчет подшипников.
4.8. Проверочный (уточненный) расчет валов.
5. Расчет элементов корпуса.
6. Смазка редуктора.
6.1. Выбор сорта сказки определение объема масляной ванны назначение способа контроля уровня смазки зубчатых колес.
6.2. Выбор способа и типа смазки подшипников.
В процесса расчета эскизный проект редуктора рекомендуется выполнять на миллиметровой бумаге формата А1 (594x841) в масштабе 1:1.
ПОРЯДОК РАСЧЕТА ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
1. Порядок расчета цилиндрической прямозубой передачи.
Проектировочный расчет закрытой передачи.
1.1. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемого контактного напряжения.
1.2. Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
1.3. Назначение модуля передачи.
1.4. Определение чисел зубьев шестерни и колеса.
1.5. Уточнение передаточного числа.
1.6. Определение основных геометрических размеров шестерни
Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
1.7. Определение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки .
1.8. Определение расчетных контактных напряжений.
1.9. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
1.10. Определение усилий в зацеплении.
1.11. Определение допускаемого изгибного напряжения.
1.12. Определение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки.
1.13. Определение расчетных напряжений изгиба.
1.14. Сопоставление расчетных и допускаемых напряжений. Расчет открытой передачи.
1.15. Выбор материала колеса и определение допускаемого изгибного напряжения.
1.16. Определение модуля передачи.
1.17. Определение основных размеров шестерни.
1.18. Проверка зубьев на изгибную прочность.
2. Порядок расчета цилиндрической косозубой передачи. Проектировочный расчет закрытой передачи
2.1. Выбор материала колес и определение допускаемого
контактного напряжения.
2.2. Определение межосевого расстояния.
2.3. Назначение нормального модуля передачи.
2.4. Назначение угла наклона зубьев (в пределах ).
2.5. Определение чисел зубьев колеса и шестерни.
2.6. Уточнение передаточного числа.
2.7. Уточнение угла наклона зубьев.
2.8. Определение основных геометрических размеров колес.
Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям.
2.9. Определение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки.
2.10. Определение расчетных контактных напряжений.
2.11. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений.
Проверка зубьев на изгибную прочность.
2.12. Определение усилий в зацеплении.
2.13 Определение допускаемого напряжения изгиба.
2.14. Определение коэффициентов концентрации нагрузки и динамичности .
2.15. Определение расчетных напряжений изгиба и сопоставление их с допускаемыми значениями.
Порядок расчета открытой передачи совпадает с соответствующим расчетом прямозубой передачи.
3. Порядок расчета шевронных передач. Проектировочный расчет передачи.
3.1. Выбор материала колес и определение допускаемых напряжений.
32. Определение межосевого расстояния с округлением до стандартного значения по ряду .
3.3. Определение модуля зацепления с округлением до стандартного.
3.4. Определение числа зубьев колес.
3.5. Уточнение угла наклона зубьев.
3.6. Определение геометрических размеров колес.
Проверочный расчет передачи.
3.7. Определение коэффициентов формы сопряженных поверхностей зубьев механических характеристик материалов длины контактных линий . Определение коэффициента распределения нагрузки между зубьями и коэффициентов нагрузки .
3.8. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям.
3.9. Проверка зубьев на выносливость при изгибе.
Порядок расчета зубчатых передач с коническими прямозубыми колесами.
Расчет закрытой конической передачи.
Проектировочный расчетпередачи.
4.1. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых контактных и изгибных напряжений.
4.2. Определение диаметра внешней делительной окружности колеса.
4.3. Определение числа зубьев шестерни и колеса (для цементованных конических передач при числа зубьев шестерни ориентировочно можно принять равными 18 20 при u=25 16 18 при u=4 и 15 16 при u=6). Для передач с термоулучшенными колесами значения можно увеличить на 10 20% (против указанных величин).
4.4. Уточнение передаточного числа.
4.5. Определение основных геометрических параметров зубчатого колеса и шестерни (рекомендуется оформлять в виде таблиц).
:4.4.6. Определение окружной скорости колес.
4.7. Определение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки и .
4.8. Определение расчетных контактных напряжений
4.9. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений.
4.10. Определение эквивалентного числа зубьев и коэффициентов учитывающих форму зуба для шестерни и колеса - и .
4.11. Определение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки и .
4.12. Определение расчетных напряжений изгиба.
4.13. Сопоставление расчетных и допускаемых напряжений.
Расчет открытой конической передачи.
4.14. Выбор материала и определение допускаемого напряжения изгиба шестерни.
4.15. Определение среднего модуля из условия выносливости зубьев по напряжениям изгиба.
4.16. Определение внешнего окружного модуля.
4.17. Расчет основных геометрических параметров шестерни (рекомендуется результаты расчета свести в таблицу).
Проверка зубьев шестерни на выносливость по напряжениям изгиба.
4.18. Определение и шестерни.
4.19. Определение коэффициентов и .
4.20. Определение расчётных напряжений изгиба.
4.21. Сопоставление расчетных и допускаемых напряжений.
5. Порядок расчета червячных передач.
Проектировочный расчет
5.1. Выбор материала червяка и венца червячного колеса с учетом ожидаемой скорости скольжения (ориентировочно можно принять при проектировочном расчете ). Определение допускаемых напряжений.
5.2. Определение межосевого расстояния.
5.3. Подбор в соответствии с ГОСТом 2144-76 параметров q m .
5.4. Определение фактического межосевого расстояния и основных геометрических размеров передач.
5.5. Определение скорости скольжения и уточнение допускаемого напряжения при применении безоловянистых бронз.
Проверочный расчет зубьев колеса.
5.6. Расчет коэффициентов нагрузки.
5.7. Проверка на выносливость по контактным напряжениям.
5.8. Проверка на выносливость по напряжениям изгиба.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
1. Допускаемые контактные напряжения.
1.1. Зубчатые передачи
а) Для прямозубых передач за допускаемое контактное напряжение принимают меньшее из значений и соответственно для шестерни и колеса которые определяются по формуле
где - предел контактного напряжения зубьев соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений; значения приведены в табл. 5.1.
Формулы для расчёта значений МПа (ГОСТ 21354-75)
Способы термической и
Поверхностная закалка
Цементация и нитроцементация
- коэффициент долговечности; для передач при длительной работе с постоянным режимом нагрузки ;
- коэффициент безопасности; для зубчатых колёс с однородной структурой материала ; для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зубьев ; для передач выход из строя которых связан с тяжёлыми последствиями значения коэффициентов следует увеличить до и соответственно.
б) Для косозубых и шевронных передач принимается условное допускаемое контактное напряжение определяемое по формуле
При этом должно выполнятся условие
где - меньшее из значений и .
В противном случае принимают .
1.2. Червячные передачи
а) Допускаемые контактные напряжения для червячных передач с колёсами из бронз средней прочности с достаточным сопротивлением заеданию (оловянистые и аналогичные им бронзы) выбирают из условия сопротивления материала поверхностной усталости
Здесь большие значения коэффициентов принимают для закаленных до твердости шлифованных и полированных червяков; - предел прочности; - коэффициент долговечности для передач при длительной постоянной нагрузке .
б) Для твердых (безоловянистых) бронз и чугунов допускаемые контактные напряжения выбирают из условия сопротивления заеданию и зависимости от скорости скольжения ; для бронзовых колес ; для чугунных колес . Скорость скольжения при проектном расчете принимается равной .
2. Допускаемые напряжения изгиба
2.1. Зубчатые передачи
Для зубчатой передачи допускаемые напряжения изгиба определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле
где - базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба (значения определяют экспериментально на зубчатых колесах; рекомендации выработанные на базе таких экспериментальных исследований приведены в табл. 5.2); - коэффициент учитывавший влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки; - для зубьев работающих одной стороной; - для зубьев работающих двумя сторонами (большие значения коэффициента принимают для зубьев с поверхностным упрочнением); - коэффициент долговечности (для передач при длительной постоянной нагрузке); - коэффициент безопасности
Здесь - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи; определяется по табл. 5.2; - коэффициент учитывающий способ получения заготовки ( для поковок и штамповок; для проката; для литья).
При проектировочном расчете на выносливость зубьев при изгибе (расчете открытых передач) допускаемое изгибное напряжение можно определить по следующей приближённой формуле согласно ГОСТ 21354-75:
причём для реверсивных передач необходимо уменьшить на 25%.
2.2. Червячные передачи
а) Допускаемые напряжения изгиба для бронзовых червячных колёс определяется по формуле
где и - пределы текучести и прочности;
- коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; - коэффициент долговечности (определяются так же как и для зубчатой передачи).
б) Допускаемые напряжения для чугунных колёс определяются по формуле
где - предел прочности при изгибе.
При использовании закалённых до твёрдости HRC>45 шлифованных и полированных червяков допускаемые напряжения изгиба для бронзовых и чугунных колёс в связи с меньшим износом зубьев рекомендуется повышать на 25%.
ПРИМЕР РАСЧЁТА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
Подобрать электродвигатель рассчитать закрытую и открытую передачи одноступенчатого конического редуктора с цилиндрической шестернёй на выходном валу по следующим данным: крутящий момент на выходном валу при частоте вращения ; число зубьев цилиндрической шестерни открытой передачи ; редуктор нереверсивный предназначен для длительной эксплуатации при постоянном режиме нагружения все колёса прямозубые (рис. 6.1).
1. Подбор электродвигателя
1.1. Потребляемая мощность (Вт) привода (мощность на выходе) определяем по формуле
1.2. Потребляемая мощность электродвигателя
где - КПД редуктора.
Коэффициент полезного действия редуктора определён с учётом потерь в отдельных парах кинематической цепи:
Здесь - КПД зубчатой передачи - КПД пары подшипников качения - КПД муфты ориентировочные значения которых приводятся в табл. 6.1.
Червячная (закрытая) при числе
Муфта соединительная
Подшипники качения (одна пара)
Принимая (см. табл. 6.1) для КПД редуктора имеем
1.4. Выбор электродвигателя
По величине потребляемой мощности и частоты вращения по табл. 6.2 принимаем электродвигатель серии 4А тип 160S8 с мощностью и асинхронной частотой вращения .
Основные размеры электродвигателей единой серии 4А приведены на рис. 6.2 и табл. 6.3.
1.5. Передаточное число редуктора
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного (см. табл. 1.2) u =2. Отклонение от требуемого значения находится в пределах 3% что в пределах допустимого.
2 Проектировочный расчёт закрытой передачи
2.1. Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых напряжений
Из-за небольшого передаточного числа выбираем для изготовления шестерни и колеса одинаковый материал – сталь 40Х с одинаковой термообработкой – улучшением и следующими характеристиками (см. табл. 1.3).
Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в соответствии с табл. 5.1:
За расчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из и следовательно МПа.
Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на выносливость зубьев шестерни и колеса принимаем по табл. 5.2:
2.2. Определение диаметра внешней делительной окружности колеса
При коэффициенте относительно ширины колеса (при )
по рис. 6.3 определяем коэффициент концентрации нагрузки (консольное расположение шестерни опоры - роликовые).
Диаметр внешней делительной окружности колеса (мм)
Округлим полученное значение до стандартного мм (см. табл. 1.5).
2.3. Принимаем число зубьев шестерни тогда число зубьев колеса .
2.4. Определение основных геометрических параметров зубчатых колес (при ).
Наименование параметра
Внешний окружной модуль мм
Внешнее конусное расстояние мм
Ширина зубчатого венца мм
Диаметр внешней делительной окружности мм
Средний окружной модуль мм
Средний делительный диаметр мм
Углы делительных конусов
Внешний диаметр вершин зубьев мм
Полученное при расчёте значение внешнего окружного модуля не обязательно округлять до стандартного так как конструкции инструментов и зубообрабатывающих станков позволяют одним и тем же режущим инструментом нарезать колёса с разными модулями лежащими в некотором непрерывном интервале.
Значение ширины зубчатого венца округляют в большую сторону до целого значения по ряду или согласно ГОСТ 6636-69 (см. табл. 1.6).
3. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
3.1. Окружная скорость колёс
При такой скорости назначаем 8-ю степень точности (табл. 6.4).
3.2. Определение коэффициентов концентрации нагрузки и динамичности .
Коэффициент динамичности принимаем для прямозубых колёс по табл. 6.5 условно полагая их точность на одну степень грубее фактической .
3.3. Контактные напряжения
Здесь фактическое значение коэффициента ширины зуба
Ориентировочные значения предельных окружных скоростей для силовых передач (мс)
Цилиндрическая передача
Коэффициент при окружной скорости мс
3.4. Сопоставление расчётного и допускаемого напряжений
Нагрузка передачи по контактным напряжениям составляет
что вполне допустимо ().
4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
4.1. Определение эквивалентного числа зубьев и коэффициента формы зуба (табл. 6.6):
4.2. Определение коэффициентов и .
При по рис. 6.3 ; коэффициент динамичности для прямозубых колёс (условно полагая их точность на одну степень грубее фактической) (табл. 6.7).
4.3. Напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни
4.4. Сопоставление расчётного и допускаемого напряжений изгиба:
условия прочности выполнены.
5. Проектный расчёт открытой передачи
5.1. Выбор материала определение допускаемого напряжения.
Для изготовления цилиндрической прямозубой шестерни выберем тот же материал и термообработку что и для конической шестерни закрытой передачи. Тогда .
5.2. Определение модуля открытой передачи
Здесь согласно ГОСТ 21354-87 для прямозубых передач ( - для косозубых и шевронных передач с коэффициентом перекрытия ; - для косозубых передач с ).
Коэффициент ширины зубчатого венца примем равным (см. Табл. 1.7) а коэффициент концентрации нагрузки (см. Табл. 6.4) (см. Табл. 6.6). Тогда
Округляем полученное значение до стандартного m = 35 мм (см. табл. 1.4).
5.3. Определение геометрических параметров шестерни
Диаметр делительной окружности мм
Диаметр окружности вершин зубьев мм
Диаметр окружности впадин зубьев мм
6. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
6.1. Окружная скорость открытой передачи
Для колёс открытой передачи назначаем 9-ю степень точности (см. табл. 6.4).
6.2. Определение коэффициентов и .
При 9-й степени точности (зубья прямые HB 350) по табл. 6.7 .
6.3. Расчётное напряжение изгиба
6.4. Сопоставление расчётного и допускаемого напряжений
условие прочности выполняется.
Составители: БЕЛЯЕВ Валерий Александрович
РУБЦОВ Владимир Николаевич
Подписано в печать 21.04.2004. Формат 60х84 116
Бумага офсетная. Печать плоская. Гарнитура Times.
Усл. печ. л. 17. Усл. кр. – отт. 17. Уч. – изд. л. 16.
Тираж 250 экз. Заказ №
Уфимский государственный авиационный технический университет
Редакционно-издательский комплекс УГАТУ
0000 Уфа-центр ул. К.Маркса 12

Обложка.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего
профессионального образования
Уфимский государственный авиационный технический университет
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДОВ
С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ РЕДУКТОРАМИ
Методические указания к выполнению
расчетно-графической работы
по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»
Кафедра основ конструирования механизмов и машин
Авторы:С.С. Прокшин Б.А. Беляев А.А. Сидоренко В.А. Федоров
Рекомендации к выполнению расчетно-графической работы. Проектирование приводов с цилиндрическими редукторами: Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»: Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т. Сост.: С.С. Прокшин Б.А. Беляев А.А. Сидоренко
В.А. Федоров С.М. Минигалеев. – Уфа 2006. – 58 с.
В методических указаниях в удобной для практического применения форме содержатся сведения по выполнению расчетно-графической работы являющейся первым этапом курсового проекта выполняемого студентами в рамках дисциплины «Детали машин
и основы конструирования».
Предназначены для студентов третьего четвертого курса специальностей 150201 150202 150204 150206 150207 150400 220401 очной очно-заочной и заочной форм обучения.
Табл. 10. Ил. 10. Библиогр.: 9 назв.
Рецензенты:канд. техн. наук доц. Ю.В. Лукащук
канд. техн. наук доц. В.В. Постнов
© Уфимский государственный
авиационный технический университет 2006
Составители:ПРОКШИН Сергей Сергеевич
БЕЛЯЕВ Борис Андреевич
СИДОРЕНКО Александр Александрович
ФЕДОРОВ Владимир Александрович
МИНИГАЛЕЕВ Сергей Мунирович
Бумага офсетная. Печать плоская. Гарнитура Times New Roman.
Усл. печ. л. 36 . Усл.-кр.-отт. 36 . Уч.-изд. л. 35.
Тираж 200 экз. Заказ № 325
ГОУ ВПО Уфимский государственный авиационный
технический университет
Центр оперативной полиграфии УГАТУ
0000 Уфа-центр ул.К.Маркса 12

Методичка Прокшин.doc

ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ВЫПОЛНЕНИЯ
1. Анализ исходных данных 6
2. Подготовка исходных данных для ввода в компьютер 7
3. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора 22
4. Конструирование валов редуктора привода 30
5. Выбор подшипников качения для валов редуктора 33
6. Кинематический расчет редуктора 34
7. Статическое исследование редуктора 35
8. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора 37
ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА.
РАСЧЕТЫ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ РЕДУКТОРА 42
1.Определение ресурса подшипников промежуточного
2.Опоры с коническими и шариковыми
радиально-упорными подшипниками 45
ТРЕТИЙ ЭТАП РГР. КОНСТРУИРОВАНИЕ
ОСНОВНЫХ СОЕДИНЕНИЙ РАЗРАБОТКА ЭСКИЗА
КОМПОНОВКИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ
РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ 48
1.Соединение вал-ступица 48
2.Основные размеры корпуса редуктора 50
3.Выбор деталей резьбовых соединений 51
4.Общие рекомендации к выполнению эскизов 54
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 57
Расчетно-графическая работа (РГР) по курсу «Детали машин и основы конструирования» предусмотрена учебным планом для студентов очной очно-заочной и заочной форм обучения по специальностям 150201 150202 150204 150206 150207 150400 150401 220401 в рамках бакалаврской и инженерной подготовки дипломированных специалистов и является важным этапом предшествующим курсовому проектированию – особой разновидности учебного процесса целью которого является получение и развитие студентами навыков и умений самостоятельного технического творчества в направлении проектирования изделий машиностроения.
Задачами РГР и курсового проектирования являются систематизация и закрепление знаний полученных при изучении дисциплины «Детали машин и основы конструирования» и предшествующих дисциплин применение знаний к решению инженерных задач привитие навыков расчетной работы освоение правил и приемов составления графических и текстовых документов умения пользоваться специальной литературой и стандартами.
Методические указания предназначены для студентов обучающихся на механических специальностях очной очно-заочной и заочной формы обучения выполняющих расчетно-графическую работу (РГР) по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» а также могут быть полезными при выполнении практических занятий домашних заданий по курсам «Прикладная механика» и «Техническая механика». Указания содержат приведенные в доступной и сжатой форме типовые алгоритмы действий выполняемых студентом с целью разработки эскизного проекта цилиндрического редуктора реализуемых в три этапа:
анализ исходных данных задания подготовка параметров для ввода в компьютер обработка информации получаемой от компьютера в виде распечатки нескольких вариантов с целью выбора оптимального по назначенным критериям оптимизации графическое оформление оптимального варианта статическое и кинематическое исследование редуктора проверочный расчет одной из его зубчатых передач;
предварительный расчет валов определение нагрузок на опоры валов подбор подшипников и проверка их работоспособности;
проектирование и расчеты деталей соединений и оценка основных размеров элементов корпусных деталей.
При выполнении РГР используются расчеты на ПЭВМ (компьютере) выполняемые в соответствии с программами REDUCE и MODUL результаты которых выдаются в виде распечаток на твердом носителе (на бумаге) или в электронном виде. Распечатка содержит несколько вариантов сочетаний основных параметров зубчатых передач – межосевого расстояния диаметров шестерни и колеса ширин зубчатых венцов модуля и чисел зубьев и др. для быстроходной и тихоходной передач редуктора. Кроме того приводятся значения требуемой динамической грузоподъемности подшипников качения для радиальных шариковых или конических роликовых радиально-упорных для всех валов редуктора по которым может быть осуществлен их выбор из стандартных каталогов.
На этапе эскизного проектирования необходим выбор оптимального варианта компоновки редуктора по нескольким критериям оптимизации – минимальному объему корпуса минимальной массе заготовок для зубчатых колес выполнению условий смазки и др.
1. Анализ исходных данных
Исходные данные выдаются студенту как техническое задание в виде набора параметров необходимых и достаточных для выполнения всех этапов эскизного проектирования редуктора входящего в состав разрабатываемого изделия – привода общего назначения привода механизма подъема груза (лебедки) привода конвейера и т.п.
1.1.Исходные данные для проектирования привода общего назначения включают следующие параметры
)кинематическая (принципиальная) схема редуктора;
)момент ТТ на тихоходном вале редуктора Н×м;
)частота вращения nТ тихоходного вала редуктора мин-1;
)радиальные нагрузки Fr на хвостовики тихоходного и быстроходного валов редуктора H;
)режим работы в виде графика нагрузки или в безразмерных параметрах по ГОСТ 21354-87;
)серийность производства;
)срок службы Lh час.
1.2. Данные для проектирования привода лебедки
)кинематическая и компоновочная схемы привода;
)усилие Fк в канате набегающего на барабан лебедки Н;
)скорость V набегания каната на барабан мс;
)режим работы по ГОСТ 21354-87;
1.3. Данные для разработки привода конвейера
)кинематическая и компоновочные схемы привода;
)усилие F прилагаемое к тяговому органу конвейера – ленте транспортера тяговой цепи и т.п. Н;
2. Подготовка исходных данных для ввода в компьютер
Для загрузки данных в компьютер выполняющий несколько вариантов проектного расчета редуктора и выдающий соответствующую информацию в виде распечатки необходимо заполнить таблицу содержащую параметры идентифицирующие личность студента и определяемые приведенными ниже расчетами представленные индивидуально или в составе группы. Форма таблицы и пример ее заполнения приведены в табл. 1.1.
Ниже приводятся описания и алгоритмы для определения параметров вводимых в табл. 1.1 в соответствии с типом проектируемого изделия (см. п.п. 1.1.1 1.1.2 и 1.1.3).
2.1.Привод общего назначения
2.1.1. Момент на колесе тихоходного передачи
Момент на колесе тихоходного передачи редуктора находим по формуле
где Т – момент определенный заданием;
hп – коэффициент полезного действия (КПД) подшипников рекомендуется hп = 099 для пары подшипников качения тихоходного вала;
hупл – КПД уплотнений предварительно назначаемый hупл = 1.
2.1.2. Передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение редуктора i зависит от кинематических возможностей схемы редуктора и от параметров выбранного электродвигателя и определяется по формуле:
где nэд – номинальная частота вращения вала электродвигателя; n – частота вращения тихоходного вала редуктора указанная в задании на проект.
Подбор электродвигателя с номинальной мощностью Pэд производится по требуемой мощности P (кВт) исходя их условия:
где P = Т×n (9550×h) кВт.
В этой формуле h – КПД привода определяющий: потери в зацеплениях зубчатых передач – hзац в подшипниках – hп уплотнениях – hупл в муфтах соединяющих валы электродвигателя и редуктора – hм потери связанные с разбрызгиванием масла – hмв и т.д. и рассчитываемый по формуле:
В предварительных расчетах принимаем следующие значения:
hзац = 097 098; hп = 099; hупл = 1; hм = 1; hмв = 1.
Стандартный электродвигатель работающий при постоянном режиме нагружения (Р » const) можно использовать с перегрузкой не более 8% а работающий при переменной нагрузке – до 12 %.
Каталог асинхронных электродвигателей частично приведен в табл. 24.9 [1] и содержит для одного значения номинальной мощности несколько синхронных частот вращения ротора nс зависящего от числа пар полюсов это 3000 1500 1000 и 750 мин-1. Номинальная частота вращения nэд под нагрузкой может быть определена или из условного обозначения электродвигателя (например для двигателя 90L4 1425 частота nэд = 1425 мин-1) или по формуле:
Рекомендуется определить четыре варианта значений передаточного отношений редуктора i выбрать оптимальное с помощью преподавателя или из условия i = 10 30 и окончательно выбрать электродвигатель по каталогу и назначить передаточное отношение i для чего можно использовать таблицу 2.2 форма и пример заполнения которой приведены для значения Рэд = 59 кВт (перегрузка менее 8%).
Необходимо сделать эскиз выбранного (отмеченного *) электродвигателя с указанием всех его размеров.
2.1.3. Допускаемые контактные напряжения
Назначение допускаемых контактных напряжений – весьма ответственная задача решаемая оптимизацией конструкции изделия по многим критериям однако при эскизном проектировании возможен учет только основных это: минимальная масса заготовок для зубчатых колес и валов минимальный объем корпуса соблюдение условий смазки.
Предварительно можно рекомендовать в редукторах по схемам 20 21 22 и 24:
для передачи тихоходной ступени
для передачи быстроходной ступени
В табл. 1.1 заносим округленные (по правилам округления) значения кратные десяти. Например: = 826 назначаем = =830 МПа.
Принятые значения подлежат уточнению в ходе дальнейшей работы над РГР.
2.1.4. Коэффициенты относительной ширины колес
Относительная ширина зубчатых венцов в передачах быстроходной и тихоходной ступеней редуктора может быть назначена по материалам §2 [3] или подсчитана по формулам:
)для редукторов по схемам 20 и 24:
–тихоходная передача ;
–быстроходная передача ;
)для редуктора по схеме 21:
)для редуктора по схеме 22:
2.1.5. Эквивалентное время работы
Эквивалентное время работы Lhe назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 по следующим правилам:
– по табл. 8.10 [2] определяем коэффициент
– находим Lhe по формуле:
где Lh – заданный срок службы час.
Полученное значение можно округлить до числа кратного ста.
2.1.6. Коды передач редуктора
Код передачи соответствует принятому в программе компьютера обозначению:
– прямозубая передача– 1;
– косозубая передача– 2;
– шевронная передача– 3.
Пример: Редуктор по схеме 21 первая ступень (быстроходная передача) шевронная вторая ступень (тихоходная ступень) – косозубая. В табл. 1.1. записываем соответственно 3 и 2.
2.1.7. Код схемы редуктора
Код схемы редуктора указывается в задании на РГР. В соответствии с примером (см. 1.2.1.6) заносим 21.
Схемы лебедок могут быть различными и отличаются количеством канатных барабанов (один или два) а также наличием или отсутствием открытых (-ой) зубчатых передач.
Большинство лебедок не имеют открытых передач и содержат один канатный барабан (схемы 91 и 92) однако для работы со сдвоенными полиспастами применят и вышеуказанными конструкции (схемы 93 и 94). Отметим что у лебедок с двумя барабанами заданное усилие в канате FК распределяется поровну на каждый барабан лебедки.
2.2.1. Диаметр грузового каната
Диаметр каната определяется исходя из условия прочности с учетом коэффициента безопасности S устанавливаемого для каждой категории режима (ГОСТ 21354-87) по нормам ГОСГОРТЕХНадзора. Выбор коэффициента S в рамках курсового проекта может быть выполнен с использованием табл. 1.3.
Коэффициент безопасности S
Механизмы изменения вылета стрелы
Подбор каната осуществляется по величине нагрузки:
Из условия: F [F] где [F] – предельное усилие указываемое в таблице стандартов для канатов – ГОСТ 3062 – 69 2688 – 69 3081 – 69 и называемое: расчетное разрывное усилие зависящее от диаметра каната dк и предела временного сопротивления sВ (рекомендуется sВ = 1800 2000 МПа).
Конструкции канатов должны соответствовать ГОСТам: 3067 – 74 2688 – 69 или 3081 – 69.
В упрощенных расчетах для легкого (4) и средних (2 и 3) режимов диаметр каната dк можно определить по формуле
и округлить до значения кратного 01 мм.
2.2.2. Диаметр барабана
Диаметр грузового барабана лебедки (мм) предварительно назначаем из условия:
где е – коэффициент диаметра барабана выбираемый в соответствии с нормами ГОСГОРТЕХНадзора по табл. 1.4.
Тип грузоподъемной машины
Краны стреловые лебедки механизма подъема груза
Полученное значение D округляется в большую сторону до размера Dб кратного десяти.
2.2.3. Частота вращения барабана
Частота вращения барабана (мин-1) вычисляется по формуле:
2.2.4.Передаточное отношение привода.
Выбор электродвигателя
Передаточное отношение привода определяется из условия
iпр = uоп × i = nэд nб
гдеuоп – передаточное число открытой передачи принимаемое в пределах 3 6. В схемах без открытой передачи uоп = 1.
В соответствии с рекомендуемыми для цилиндрических двухступенчатых редукторов передаточными отношениями (см. п.1.2.1.2) получаем диапазон значений i = 30 180 что может вызвать необходимость применения электродвигателей с высокой номинальной частотой вращения.
Мощность двигателя Pэд связана (с учетом допускаемой перегрузки) с потребной (крюковой) мощностью P соотношением
гдеP – мощность привода определяемая по формуле:
V – скорость набегания каната на барабан мс;
Fк – усилие в канате Н.
Значение потерь мощности учитывается КПД рассчитываемым по универсальной формуле:
гдеhоп – КПД открытой передачи принимаемый равным 094 096;
hбар – КПД барабана учитывающий потери за счет внутреннего трения в канате и трения каната в контакте с барабаном. Обычно
– КПД двухступенчатого редуктора.
Значения hп hм hупл и hмв приведены выше (см. п. 1.2.1.2).
При отсутствии в приводе открытой передачи произведение
Электродвигатель привода подбираем по каталогу с использованием данных сводимых в табл. 1.5 (приведен пример заполнения для привода и P = 61 кВт).
Для дальнейшей разработки необходимо выполнить эскиз выбранного электродвигателя.
2.2.5. Момент на барабане лебедки
Вращающий момент на барабане лебедки Н×м
Тбар = Fк × Dб 2000.
2.2.6. Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи
Момент на колесе тихоходной передачи Т2Т редуктора Н×м
2.2.7. Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения для быстроходной [sН]Б и тихоходной [sН]Т передач предварительно назначаем по рекомендациям п. 1.2.1.3 с учетом особенностей заданной схемы редуктора.
2.2.8. Коэффициенты относительной ширины колес
Относительная ширина зубчатых венцов колес для быстроходной yba Б и тихоходной yba Т передач редуктора назначаем в соответствии с п.1.2.1.4.
2.2.9. Эквивалентное время работы
Эквивалентное время работы Lhe коды передач и схемы редуктора приведены в п.п. 1.2.1.5 1.2.1.6 и 1.2.1.7.
Полученная информация заносится в таблицу по форме табл. 1.1.
2.3. Приводы конвейеров
Конвейеры относят к числу машин непрерывного транспорта. Привод конвейеров осуществляется от электродвигателя непосредственно через муфту или через дополнительную ременную или цепную передачу и редуктор на вал привода конвейера (транспортера) посредством муфты или при помощи открытой цепной или зубчатой передачи. В качестве тягового органа используют конвейерные эластичные ленты или тяговые цепи соответственно на вал привода устанавливают барабан или одну или две звездочки. Каждый из рассмотренных вариантов имеет особенности рассматриваемые ниже.
Для всех кинематических схем в заданных на проектирование содержатся значения рабочего усилия F (Н) и скорость движения тягового органа V (мс).
2.3.1. Основные параметры приводов ленточных конвейеров
Ширина ленты (мм) принимается по условию
и округляется в большую сторону по ряду 300 400 500 650 800 1000 мм.
Число несущих слоев (прокладок) iл принимают из условия прочности ленты:
где [k] – допускаемое усилие на 1 мм ширины одного слоя ленты. Обычно [k] = 5 Нмм.
Однако номенклатура лент ограничена и уточнить параметры ленты необходимо в соответствии с табл. 1.6.
Предварительно диаметр барабана (мм) определяется по формуле:
и округляется до значения Dб кратного десяти.
Ширина барабана L назначается из условия
Вращающий момент на барабане привода (Н×м) определяется по формуле:
Частота вращения барабана (вала транспортера) мин-1:
Мощность необходимая для привода приведенная к валу барабана (кВт) с учетом деформационных потерь и сопротивления подшипников
принимают hб = 090 095 и hп = 099.
2.3.2. Основные параметры приводов цепных конвейеров
Тяговые цепи применяемые в цепных конвейерах характеризуются допускаемой нагрузкой [F] и шагом Pt принимаемым из ряда: 100 125 160 200 мм.
Число зубьев звездочки конвейера назначают z = 8 или 10. Делительный диаметр D связан с числом зубьев следующей зависимостью:
Проверка прочности цепей с указанными выше шагами (например по ГОСТ 588 – 74 тяговые пластинчатые цепи) проводится по условию K × F [F] однако главным условием работоспособности цепи является износостойкость. Данные для некоторых цепей по допускаемому усилию (разрушающей нагрузке) приведены в табл. 1.7.
Обозначение цепи ГОСТ 588-74
Шаг цепи мм (min max)
Разрушающая нагрузка [F] Н
Коэффициент перегрузки K учитывающий внешнюю динамическую нагрузку принимают K = 25.
Для приводов имеющих две звездочки заданное значение нагрузки F для каждой цепи принимается
Вращающий момент приведенный к валу привода с размещенными на нем звездочками (звездочкой) (Н×м) находим по формуле:
а частота вращения звездочки (вала транспортера) (мин-1)
Мощность приведенная к валу привода PВТ с учетом потерь в контакте звездочек и шарниров цепи трения в ее шарнирах и потерь в подшипниках кВт
принимают hзв = 096 098 – КПД звездочки цепной части привода.
2.3.3. Передаточное отношение привода конвейера
Для ленточных и цепных конвейеров можно использовать общий подход для определения передаточного отношения привода исходя из его кинематических и энергетических характеристик.
В общем виде справедлива зависимость
iпр = iоп × iред = nэд n.
Для открытых передач (зубчатых цепной или ременной) значение iоп приближенно одинаковы и находятся в пределах iоп = 15 4. Большие значения для зубчатой передачи.
Электродвигатель привода выбирается по значению мощности необходимой для работы причем перегрузка двигателя не рекомендуется поскольку для конвейеров характерен режим близкий к постоянному (режимы 0 или 1 по ГОСТ 21354 - 87). Потребляемая мощность на валу электродвигателя определяется условием:
Значения КПД для всех открытых передач можно назначить
hоп = 094 095 а для муфт конструкция которых на стадии предварительных расчетов не известна принимают hм = 1.
Коэффициент полезного действия редуктора hред определяется по формуле в п.1.2.2.4.
Электродвигатель выбирают по каталогу исходя из требуемой мощности P соблюдая условие Pэд ³ P. Окончательно двигатель принимают с учетом оптимального для конкретной кинематической схемы редуктора заданной студенту значения принято: шаг цепи Pt= 180 мм z = 10 открытая передача – зубчатая iоп = 35) приведен ниже.
Анализ результатов расчетов в табл. 1.8. указывает на возможность использования 3-го варианта.
2.3.4. Момент на колесе тихоходной передачи редуктора
Возможны два варианта определения момента Т2Т на колесе тихоходной передачи редуктора.
Вариант 1. Открытая цепная или зубчатая передача установлена между валом транспортера и редуктором. В этом случае (hоп приведено в п. 1.2.3.3)
Вариант 2. Открытая передача установлена между электродвигателем и редуктором при этом
Значения hоп hм и hп приведены в п.п. 1.2.1.1 и 1.2.1.2.
Полученные величины округляются до целого числа и вносятся в табл. 1.1.
2.3.5. Частота вращения быстроходного вала редуктора
Частота вращения n определяется в зависимости от кинематической схемы привода в следующем порядке для случаев:
)открытая передача установлена между валом транспортера и редуктором
и принимается в соответствии с табл. 1.8;
)открытая передача размещена между валом электродвигателя и быстроходным валом редуктора то частота вращения последнего определяется из соотношения
Принятые значения n заносятся в табл. 1.1.
2.3.6. Эквивалентное время работы привода конвейера
Эквивалентное время Lhe привода назначается в зависимости от режима работы и заданного срока службы Lh (час). Возможно задание срока службы в виде Lгод в годах. При этом необходимо подсчитать Lh по формуле:
Lh = L×365×Kгод×24×Kсут
гдеLгод – срок службы в годах (обычно Lгод = 10 15 лет);
Kгод –коэффициент использования привода в течении года (для типовых условий Kгод = 1);
Kсут –коэффициент использования привода в течении суток (при двухсменной работе Kсут = 067).
Окончательно Lhe определится по формуле:
и округляется до значения кратного 100.
Коэффициент mH принимается в зависимости от категории режима. При постоянном режиме mH = 1 при тяжелом режиме mH = 05. В остальных случаях используются данные табл. 8.10 [2].
Принятое значение Lhe заносится в табл. 1.1.
2.3.7.Допускаемые контактные напряжения
и коэффициенты ширины зубчатых венцов
Для быстроходной и тихоходной передач значения [sH]Б [sH]Т а также ybaБ и ybaТ назначаются по рекомендациям п. 1.2.1.3 и 1.2.1.4 и заносятся в табл. 1.1.
2.3.8. Коды зубчатых передач и редуктора
Коды зубчатых передач редуктора и его кинематической схемы назначаются в соответствии с п. 1.2.1.6 и 1.2.1.7 и записывают в табл. 1.1.
3.Выбор оптимального варианта компоновки
3.1.Идентификаторы программы REDUCE.
В процессе работы программы REDUCE по данным введенным по табл. 1.1 численным значениям параметров присваиваются идентификаторы приведенные ниже. В верхней части содержатся исходные данные для расчетов записанные в три строки и несколько столбцов. Показаны:
обозначение группы фамилия студента обозначение схемы редуктора;
MOM – момент на колесе тихоходной передачи T2Т Н×м;
I – передаточное отношение редуктора i;
SIG1 и SIG2 – предварительно назначенные значения допускаемых контактных напряжений для быстроходной и тихоходной передач редуктора соответственно [sH]Б и [sH]Т МПа;
PSI1 и PSI2 – коэффициенты ширины зубчатых колес для быстроходной и тихоходной передач соответственно ybaБ и ybaТ ;
L1 и L2 – коды зубчатых быстроходной и тихоходной передач (напоминаем: 1 – прямозубая 2 – косозубая 3 – шевронная передача);
CH – частота вращения быстроходного вала редуктора мин-1 обозначаемое как n;
TE – эквивалентное время работы Lhe час.
Ниже представлены варианты расчетов сгруппированные в файлы содержащие:
·строки идентификаторов в которых:
AW – межосевые расстояния передач awБ и awТ мм;
B – ширина венца зубчатого колеса быстроходной и тихоходной передач bwБ и bwТ мм. Внимание! Для шевронных передач указана суммарная ширина колес двух полушевронов;
Z1 и Z2 – числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 соответствующей передачи;
U – передаточное число зубчатой пары для быстроходной uБ и тихоходной uТ передач;
MOD – модуль зацепления (мм) для обеих передач mБ и mТ;
D1 и D2 – начальные (или делительные) диаметры шестерен и колес d1 d2 или dw1 и dw2 (мм) – соответственно уточняются при наличии в распечатке коэффициентов смещения X отличных от нуля;
X – суммарные коэффициенты смещения для обеих передач;
BETA – углы наклона зубьев (град) на делительном диаметре шестерни и колеса bБ и bТ .
Ниже приведены значения требуемой динамической грузоподъемности C кН для подшипников валов редуктора в двух колонках: левая содержит значения C для шариковых радиальных правая – для конических радиально-упорных подшипников:
– ВАЛ1 – быстроходного вала;
– ВАЛ2 – промежуточного вала;
– ВАЛ3 – тихоходного вала.
3.2.Обработка результатов расчета на ПЭВМ.
Оптимизация по критериям минимального
объема и массы зубчатых колес
Для редукторов выполненных по развернутой схеме (схема 20 21 и 22) вид зубчатых передач изображают в двух проекциях.
На рис. 1.1. приведены основные размеры зубчатых передач редуктора по схеме 21 с шевронной быстроходной передачей и выделены размеры A B и L определяемые для каждого из содержащихся в распечатке варианта по следующим формулам:
B = bwБ + bwТ + 3×a;
L = 05×(da2Б + da2Т) + awБ + awТ + (3 4)×a;
где da2ma a – зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (мм) определяемый по формул:
Для других схем (схемы 20 и 22) эскиз по рис. 1.1 выполняется аналогично однако для схемы 24 принято соосное расположение быстроходного и тихоходного валов и изображение принимает другой вид приведенный на рис. 1.2.
В этом случае размеры определяющие габаритно-массовые характеристики находим по формулам:
B = bwБ + bwТ + 2×a + (045 055)×
L = aw + 05×(da2Б + da2Т).
Из условия оптимизации коэффициента перекрытия eb » 11 12 ширину колеса быстроходной ступени bwБ необходимо предварительно уточнить по формуле:
Сравнение вариантов рекомендуется производить по диаграмме которая строится в следующем порядке.
Объем корпуса редуктора определяющий массу редуктора можно оценить по формуле:
Массу заготовок для зубчатых колес характеризующую затраты на материалы вычисляется по формуле:
где – коэффициент пропорциональности для стальных зубчатых колес можно принять равным 612 кгдм3. Если при расчетах V и m размеры колес выражать в дм тогда объем выразится в литрах а масса в кг.
Диаграмма показывающая изменение массы и объема в зависимости от рассматриваемого варианта представлена на рис. 1.3.
3.3.Оценка условий смазки и выбор способа смазки
Двухступенчатые редукторы обычно смазываются картерным способом при этом в корпус редуктора заливается масло которое при эксплуатации привода периодически заменяется. Такой способ рекомендуется при окружных скоростях колес до 5 мс и контактных напряжениях sH 1000 МПа. Большинство проектируемых студентами редукторов соответствует этим условиям.
Выбранный вариант должен отвечать условию смазки зубчатых колес передач редуктора. Оптимальным считается случай когда колесо быстроходной передачи редуктора при окружной скорости
Vокр = 03 125 мс погружено в масляную ванну на глубину (2 25)×m. При этом колесо тихоходной передачи погружается в масло не более чем на 03×da2Т . Считают однако что при окружной скорости Vокр Т ³ 1 мс в масло можно погружать только тихоходное колесо при этом смазка быстроходной передачи и подшипников надежно обеспечивается за счет разбрызгивания масла.
В редукторах выполненных по соосной схеме в масло погружают оба зубчатых колеса приблизительно на одинаковую глубину.
На рис. 1.1 и 1.2 отмечен уровень масла отвечающий вышеприведенным требованиям если объем масла Vм в корпусе не противоречит условию
3.4.Графическое оформление результатов
по оптимальному варианту.
Первый этап компоновки
Изображение соответствующее первому этапу компоновки вычерчивается на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1. Желательно каждую проекцию представить на отдельном листе формата А1 с учетом дальнейшей проработки конструкции редуктора.
3.5.Геометрический расчет передач редуктора
Геометрический расчет выполняется в минимальном объеме. Определению подлежат: делительные d1 и d2 и начальные dw1 и dw2 диаметры колес; коэффициенты смещения X1 и диаметры окружностей вершин da1 и угол зацепления коэффициент торцевого перекрытия коэффициент осевого перекрытия eb для косозубых колес. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля a = 20°; коэффициентом головки (ножки) зуба ; коэффициент радиального зазора с* = 025.
3.5.1. Прямозубые передачи
Коэффициенты смещения колес определяем по блокирующим контурам [9] используя линию 15 – линию выровненных удельных скольжений. Суммарный коэффициент смещения X = X1 + X2 = X задан в распечатке. Далее:
– делительные диаметры приводятся в распечатке. Тем не менее:
– начальные диаметры:
– коэффициент перекрытия:
где – для каждого из колес.
3.6.2. Косозубые передачи
Расчет основных размеров проводят по формулам п. 1.3.6.1. за исключением диаметров d1 и d2. Принимают:
Далее размеры da1 da2 df1 и df2 вычисляют в функции делительных диаметров d1 и d2.
Коэффициент торцового перекрытия для косозубых передач:
Коэффициент осевого перекрытия:
Суммарный коэффициент перекрытия:
4. Конструирование валов редуктора привода
Проектный расчет валов носит ориентировочный характер и имеет целью определить основные размеры и форму вала связанные с нагрузками и назначением его основных элементов. В данной работе использован метод изложенных в [3] с некоторыми уточнениями адаптированный к конструкции редуктора в соответствии со схемой на рис. 1.1 (схема 21) с шевронной быстроходной передачей.
Конструкции быстроходного промежуточного и тихоходного валов приведены на рис. 1.4.
Диаметры участков валов можно определить по формулам:
– для быстроходного вала
Полученный размер согласовать с диаметром вала электродвигателя d1.
– для промежуточного вала диаметр в месте установки зубчатых колес
– для тихоходного вала
Полученный результат согласовать со стандартным рядом чисел.
Для других участков валов диаметры определяются по формулам имеющим рекомендательный характер поскольку результаты получаемые при их использовании могут войти в противоречие с требованиями предъявляемыми к конкретному валу.
Для быстроходного и тихоходного валов можно принимать:
– диаметр цапфы вала под подшипником:
Полученные значения следует округлить до кратного пяти в соответствии с диаметрами внутренних колес подшипников качения;
– диаметр буртика для упора кольца подшипника:
– диаметр шейки вала в месте установки зубчатых колес:
Для промежуточного вала:
dП = dК – 3 × r или dП dК
в целях унификации желательно для быстроходного и промежуточного валов принять одинаковые значения dП;
dБП = dП + 3 × r dК .
Значения переходных радиусов заплечиков и фасок приведены в табл. 1.9.
Размеры хвостовиков быстроходного и тихоходного валов определяются в зависимости от принятой конструкции крышек подшипников и после расчетов по нижеприведенным формулам подлежат уточнению на дальнейших этапах проектирования.
Длина посадочного участка быстроходного и тихоходного валов:
Длина промежуточного участка быстроходного вала:
Длина промежуточного участка тихоходного вала:
LКТ = (08 12) × dП .
Наружная резьба хвостовика быстроходного или тихоходного вала имеет диаметр (согласовать со стандартом ГОСТ 9150-59)
dР » 09 [d – 01 × LМБ].
Длина резьбового участка:
Диаметр внутренней резьбы для тихоходного вала (согласовать со стандартом)
5. Выбор подшипников качения для валов редуктора
Подшипники качения в значительной степени определяют ресурс редуктора поскольку ресурс подшипников ограничен тогда как ресурс зубчатых передач может быть неограниченно большим.
Из экономических соображений и из особенностей технологии сборки предпочтительно применение шариковых однорядных подшипников легкой серии ГОСТ 8338-75. В случае если на других этапах проектирования выяснится их недостаточная грузоподъемность можно применить подшипники других типов.
Подбор подшипников осуществляется по диаметру внутреннего кольца соответствующая принятому ранее (п. 1.4) диаметру dП. Необходимо по таблицам каталога определить характеристики подшипников – динамическую грузоподъемность С статическую грузоподъемность С0 размеры подшипника – d D и bП также другие параметры.
Для подшипников тихоходного вала проверить выполнение условия:
где [С] – требуемая динамическая грузоподъемность содержащаяся в распечатке (см. п. 1.3.1).
Для промежуточного вала (рис. 1.4) необходимо определить координаты средних плоскостей подшипников и зубчатых колес.
В нашем случае (редуктор по схеме 21) эти координаты соответствуют размерам c и e определяемым графически или рассчитываемым по формулам:
6. Кинематический расчет редуктора
Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом:
– частота вращения быстроходного вала – из предварительного расчета и указана в распечатке (см. CH) принимаем
n1 = n1Б = (CH) мин-1;
– частота вращения промежуточного вала
где uБ – принятое значение передаточного числа для быстроходной передачи (см. п. 1.3.1);
– частота вращения тихоходного вала
n2Т = n1Б (uБ × uТ) .
Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи
V = p × dw1Б × n1 (6×104) мс.
Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи
V = p × dw1Т × n1Т (6×104) мс.
7. Статическое исследование редуктора
Целью статического исследования является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий в зацеплениях для каждой передачи. Рассматривается случай редуктора с шевронной быстроходной и косозубой тихоходной передачами.
Схема представлена на рис. 1.5.
7.1. Моменты на валах и колесах редуктора
Момент на хвостовике быстроходного вала Нм
Момент на шестерне полушеврона (только для схемы 21) быстроходной передачи
Момент на колесе полушеврона быстроходной передачи имеющем ширину зубчатого венца указанную в распечатке
Момент на шестерне тихоходной передачи редуктора
В этих формулах используются значения КПД принятые в п. 1.2.1.
7.2.Составляющие полного усилия в зацеплениях
быстроходной и тихоходной передач
Окружная сила на шестерне быстроходной передачи Н
Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи
где b – угол наклона зубьев (указан в распечатке); aw – угол зацепления определенный в п. 1.3.6.
Осевая сила на шестерне быстроходной передачи
Усилия действующие на колесо быстроходной передачи:
Окружная радиальная и осевая силы на шестерне тихоходной передачи:
Усилия действующие на колесо тихоходной передачи:
8.Расчет на прочность зубчатых передач редуктора
При выполнении РГР студент по указанию преподавателя выполняет проверочный расчет одной из передач редуктора – тихоходной или быстроходной. Индексы Т (тихоходная) или Б (быстроходная) в дальнейшем не используются.
8.1.Материалы термическая и химико-термическая
обработка зубчатых колес
Зубчатые колеса редукторов изготавливают из сталей с твердостью H 350 HB или H > 350 HB. В первом случае заготовки для колес подвергают нормализации или улучшению во втором – после нарезания зубьев различным видам термической и химико-термической обработки: объемной закалке поверхностной закалке ТВЧ цементации азотированию нитроцементации и т.д. обеспечивающим высокую твердость поверхности зуба. Относительно низкая твердость
H 350 HB допускает возможность зубонарезания с достаточной точностью (степень точности 8 и 7 по ГОСТ 1643-81) без отделочных операций что используется как средство для снижения затрат. Применение других видов термообработки вызывает заметное искажение размеров и формы зубьев (коробление). При высоких требованиях к точности такие колеса подвергают отделочным операциям – зубошлифованию притирке на специальных станках обкатке и т.п. что повышает стоимость колес в десятки раз.
Зубчатые колеса с низкой твердостью хорошо прирабатываются особенно если зубья шестерни имеют твердость больше чем у колес на (80 200) HB. У косозубых колес перепад твердости выше. Хорошие результаты обеспечивает закалка ТВЧ зубьев шестерен с HRC 45 55 и термоулучшение колес до 280 350 HB.
При выборе материалов необходимо руководствоваться информацией указанной в табл. 1.10 и стремиться к получению допускаемых напряжений возможно близких к ним величин [sH]Б и [sH]Т.
Термообработка или хим.терм.обработка
Х 40ХН 35ХМ 45ХЦ Сталь 45
поверхность 45 55 HRC
сердцевина 240 300 HB
поверхность 60 63 HRC
сердцевина 300 400 HRC
Х 20ХНМ 18ХГТ 12ХН3А
8.2. Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения для передачи определяют по формуле
[sH] = 05([sH]1 + [sH]2) 125 [sH]min МПа
где [sH]min – меньшее из двух (обычно [sH]2).
Допускаемые контактные напряжения для шестерни [sH]1 или колеса [sH]2 (индекс 2 указан в скобках)
где SH – коэффициент безопасности (табл. 1.10); sH0 – предел контактной выносливости. Для наиболее применяемых материалов и термообработки показан в табл. 1.10; ZN – коэффициент учитывающий срок службы (ресурс) и режим работы определяемый из условия для шестерни или колеса (индекс опущен):
где NH0 – базовое число циклов перемены напряжений определяемое по графику (рис. 8.40 [2]) или по формуле
NH0 = 30×HB24 12×107;
NHE – эквивалентное число циклов соответствующее
NHE = NH × KHE = 60 × nw × n × Lh × mH
где nw – число зацеплений в которое входит шестерня или колесо за один оборот в нашем случае nw = 1; n – соответствующая частота вращения мин-1; Lh – ресурс привода час; mH – коэффициент режима определяемый по табл. 8.10 [2] в зависимости от категории режима.
8.3. Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни [sF]1 и колеса [sF]2 отдельно по формуле (индексы опущены):
где sF0 – предел изгибной выносливости определяемый по табл. 1.10; SF – коэффициент безопасности приведенный в табл. 1.10; YА – коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. В нашем случае YА = 1; YN – коэффициент учитывающий срок службы передачи и переменность режима нагружения рассчитываемый по формуле:
где NF0 – базовое число циклов. Для всех сталей NF0 = 4×106; NFE– эквивалентное число циклов:
NFE = NF × mF = 60 × nw × n × Lh × mF
где nw – число зацеплений в которое входит шестерня или колесо за один оборот в нашем случае nw = 1; n – соответствующая частота вращения мин-1.
YR – коэффициент учитывающий шероховатость переходной кривой. YR = 1 при шероховатости RZ 40 мкм.
8.4. Контактные напряжения в зацеплении передачи
Контактное напряжение в зацеплении определяется по формуле используемой для прямозубой и косозубой передачи
Для прямозубой передачи принимают ZHb = 1 подставляя следующие значения параметров:
Eпр – приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен
Т1 – момент на шестерни передачи Н×м. Для тихоходной передачи – Т1(Т) для быстроходной – Т1(Б);
dw1 – начальный диаметр шестерни мм;
bw – ширина зубчатого венца колеса мм;
aw – угол зацепления определяемый по п. 1.3.6;
u – передаточное число передачи u = z2 z1 .
При расчете косозубой передачи коэффициент ZHb определяется по формуле:
где KHa – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями зависящий от степени точности (в нашем случае 8 или 7) и окружной скорости (см. п. 1.6) и определяемый по табл. 8.7 [2]; ea – коэффициент торцевого перекрытия (см. п. 1.3.6); b – угол наклона зубьев на делительном диаметре.
Коэффициент нагрузки KH представляется в виде
KH = KHa × KHb × KHV
где KHb – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца находится по графикам на рис. 8.15 [2] в зависимости от схемы редуктора от параметра ybd = bw dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; KHV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении зависящий от вида передачи степени точности и окружной скорости V и назначаемый по табл. 8.3 [2].
8.5. Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса
Напряжения изгиба в основании зубьев прямозубых шестерни sF1 и колесе sF2 определяют по формулам:
sF1 = YF1 × Ft × KF (bw × m) МПа;
sF2 = sF1 × YF2 YF1 МПа
где YF1 и YF2 – коэффициенты учитывающие форму зубьев соответственно шестерни и колеса назначаемые по графику рис. 8.20 [2] в зависимости от числа зубьев z и коэффициента смещения X; Ft – окружная сила в зацеплении Н (см. п. 1.7.2); bw – ширина зубчатого венца мм; m – модуль зацепления мм.
Напряжения в основании зубьев косозубых колес определяются по формулам:
sF1 = YF1 × ZFb × Ft × KF (bw × m) МПа
гдеZFb – коэффициент вычисляемый по формуле
KFa – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. табл. 8.7 [2]);
Yb – учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством
sF2 = sF1 × YF2 YF1 МПа.
Значения YF1 и YF2 назначают по графику рис. 8.20 [2] в зависимости от условных чисел зубьев шестерни zV1 = z1 cos3b и колеса
8.6. Заключение о работоспособности передачи
Передача считается работоспособной если выполняются условия:
) контактная выносливость поверхностей зубьев
) изгибная выносливость зубьев шестерни
) изгибная выносливость зубьев колеса
РАСЧЕТЫ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ РЕДУКТОРА
Для выполнения расчетов подшипников качения используется информация из разделов 1.4 1.6 и 1.7.
1.Определение ресурса подшипников
промежуточного вала редуктора
Расчетная схема промежуточного вала рассматривается в двух взаимноперпендикулярных плоскостях – плоскости XY и XZ и представлена на рис. 2.1.
Для определения пяти опорных реакций в опорах 3 и 4 (соответственно опоры быстроходного вала обозначены 1 и 2 а опоры тихоходного 5 и 6) используются уравнения статики. Координаты e и c найдены по рис. 1.4 раздела 1.4.
Нагрузки на подшипник определяются геометрическим суммированием опорных реакций по формулам:
– опора 3 – плавающая нагружена радиальной нагрузкой
– опора 4 – фиксированная нагружена радиальной и осевой нагрузками
Заметим что при изменении знака вращающего момента направление силы Fa1(Т) меняется на противоположное и ситуация меняется.
Диаметр dП цапфы вала найден ранее (см. п.1.4) это дает возможность предварительно подобрать подшипники для рассматриваемых опор. Начинают подбор с подшипников шариковых однорядных легкой серии.
Пример. dП = 25 мм что соответствует подшипнику № 205 с размерами D= 52 мм d = 25 мм bП = 15 мм динамическая грузоподъемность С = 14000 Н статическая грузоподъемность С0 = 6950 Н.
Ресурс подшипника Lh определяется из равенства:
где a1 a2 – коэффициенты учитывающие свойства материалов колец и тел качения и вероятность безотказной работы определяемые по табл. 16.3 [2]. В проектных расчетах можно принимать a1 × a2 = 1; a – показатель степени кривой усталости. Для шариковых подшипников a = 3 для роликовых a = 333; n – частота вращения в нашем случае n = n2Б = n1Т; P – эквивалентная нагрузка определяемая уравнением:
Pr = (X × V × Fr + Y × Fa) × Kд × Kt
решаемым с привлечением таблиц из каталогов и справочников (например табл. 16.5 [2]).
Порядок определения P следующий. Вначале определяется (выбирается) тип подшипника например радиальный шариковый однорядный и вычисляется отношение Fa C0 и находится значение параметра осевого нагружения e. Затем вычисляется величина Fa (V × Fr) которая сравнивается с параметром e. При этом возможны три варианта:
Каждому из этих вариантов соответствуют определенные значения коэффициента радиальной – X и осевой – Y нагрузок.
Коэффициент V в формуле зависит от вида нагружения его колес. В нашем случае внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом а наружное – неподвижно поэтому V = 1 коэффициент динамической нагрузки Kд = 13 (для редукторов) а температурный коэффициент Kt = 1.
Работоспособность подшипника считается обеспеченной с вероятностью безотказной работы 09 если соблюдается условие
принимаемое по табл. 1.1. В противном случае необходимо использовать подшипники средней или тяжелой серии или если это не приводит к цели в опорах устанавливают радиально-упорные конические или шариковые радиально-упорные подшипники.
радиально-упорными подшипниками
Для промежуточных валов редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами в основном применяется схема «враспор» показанная на рис. 2.2.
2.1.Радиально-упорные конические подшипники
Конические радиально-упорные подшипники подбираются по ГОСТ 333-79 исходя из ранее найденного диаметра dП . Из каталога находятся их параметры – размеры динамическую грузоподъемность C и статическую грузоподъемность C0 а также параметр осевого нагружения e и коэффициент осевой нагрузки Y. В случае если в таблицах параметр e не приводится его можно вычислить из условия:
e = 15 × tga где a – угол контакта (обычно a = 12 18°).
Радиальные нагрузки определены выше (это Fr3 и Fr4) осевые нагрузки определяются в следующем порядке:
) составляется уравнение равновесия для нашего случая:
) подсчитываются значения собственных осевых составляющих
) для обеспечения работоспособности подшипника необходимо соблюдения условий
нарушение которых приводит к перераспределению нагрузки на тела качения на один – два ролика и к резкому сокращению ресурса подшипника;
) определяются Fa3 и Fa4 для чего статически неопределимая задача решается методом попыток. Сначала предполагают Fa3 = S3 при этом
При соблюдении этого условия назначаем:
Fa3 = S3 и Fa4 = FA + S3.
В противном случае принимают:
Fa4 = S4 и Fa3 = S4 – FA.
Эквивалентна нагрузка подсчитывается по формулам:
P = V × Fr × Kд × (2.1)
– при Fa (V × Fr) > e
P = (X × V × Fr + Y × Fa) × Kд × Kt
с подстановкой X = 04 и Y выбранного из каталога.
Далее определяется ресурс подшипника Lh (см. п. 2.1) и проверяется условие Lh ³ Lhe.
2.2. Радиально-упорные шариковые подшипники
Алгоритм определения осевых сил аналогичен приведенному в п. 2.2.1 однако значение параметра осевого нагружения e зависит от отношения радиальной нагрузки к осевой Fa (V × Fr) нелинейно и значение e определяется по табл. 16.5 [2] по которой можно в зависимости от соотношения Fa (V × Fr) ³ e или в противном случае выбрать коэффициенты X и Y и найти эквивалентную нагрузку по формулам (2.1).
ОСНОВНЫХ СОЕДИНЕНИЙ РАЗРАБОТКА
ЭСКИЗА КОМПОНОВКИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ
1. Соединение вал-ступица
Передача вращающего момента Т в соединениях зубчатых колес с валами могут быть выполнены с использованием шпонок (призматических ГОСТ 23360-78 и сегментных ГОСТ 24071 - 80) или зубчатыми (шлицевыми) прямобочными по ГОСТ 1139 - 80 или эвольвентными по ГОСТ 6033 - 80 соединениями.
1.1.Соединение призматическими шпонками
Подбор шпонок производится по таблицам стандартов в функции диаметра вала d определяющего ширину шпонки b и высоту h. Принимая величину допускаемых напряжений смятия [sсм] = 80 120 МПа определяют рабочую длину шпонки (мм) по формуле:
lр ³ 4×T×103 (d × h × [sсм]).
Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)
Полученное значение согласуется со стандартом (см. табл. 19.11 [3]) и принимается из ряда длин указанного в этой таблице. Обозначение шпонки например для вала d = 48 мм. Шпонка 14963 ГОСТ 23360-78.
1.2. Соединение сегментными шпонками
Размеры таких шпонок характеризуются фиксированным значением ее длины l поэтому их расчет возможен только в виде проверочного:
sсм = 2 × Т × 103 (k × l × d) [sсм]
где k – высота площадки контактирования шпонки с пазом вала.
1.3.Соединения прямобочные зубчатые (шлицевые)
Применяются в случае недостаточной нагрузочной способности шпонками поскольку производство таких соединений малыми сериями нерентабельно.
Расчеты таких соединений проводят как в проектном так и в проверочном вариантах.
Проектный расчет сводится к выбору соединения по стандарту (предпочтительно легкой серии) в функции диаметра вала. По таблицам ГОСТ устанавливаются: D – наружный диаметр d – внутренний диаметр размеры фасок f число зубьев. Назначается способ центрирования. Далее принимая допускаемые напряжения смятия для неподвижных соединений [sсм] по табл. 6.1 [2] определяем необходимую длину соединения (мм):
l = 2 × Т × 103 (z × h × dср × [sсм])
где dср – средний диаметр соединения dср = 05 × (D + d); h – высота зуба h= 05 × (D – d) – f (мм).
Проверочный расчет проводят в форме:
sсм = 2 × Т × 103 (z × h × dср × l) [sсм].
1.4. Соединения зубчатые (шлицевые) эвольвентные
Применяются в основном в авиационной промышленности из-за высокой нагрузочной способности и хорошей приспособленности к условиям малосерийного производства на универсальном зуборезном оборудовании.
Параметры – модуль m число зубьев z коэффициенты смещения и т.п. определяют в функции диаметра D соединения.
Расчеты проводят по вышеприведенному методу (см. п. 3.1.3) со следующими особенностями:
– средний диаметр определяется по формуле:
2. Основные размеры корпуса редуктора
Корпусные детали редукторов общего назначения имеют сложную форму при этом наиболее рациональной является технология их изготовления из отливок (чаще из чугуна марки СЧ15) с последующей механической обработкой. Корпус редуктора валы которого размещены в одной плоскости выполняют состоящим из основания корпуса и крышки с разъемом в плоскости валов.
Конструирование корпуса рекомендуется начинать с прочерчивания его внутренней полости используя результаты предыдущих расчетов (см. п.1.3.2) и изображения на рис. 1.1 и 1.2 в натуральную величину. При этом полученные ранее размеры зубчатых колес межосевые расстояния зазоры между колесами и корпусными деталями воспроизводятся без изменений. На этом изображении прочерчиваются предварительно проработанные (см. п.1.4) конструкции валов (см. рис. 1.4.) с подшипниками и рассматриваются возможные варианты конструкций крышек подшипников – фланцевых или закладных. Закладные крышки (см. гл. 7 [2]) не требуют дополнительных креплений что существенно упрощает конструкцию корпуса в целом. Крышки через которые проходят валы редуктора имеют отверстия и расточки под уплотнительные манжеты например по ГОСТ 8752-79. Между упорными торцами крышек и внешними кольцами подшипников предусматривают зазоры в которые укладываются дистанционные кольца или втулки обычно подбираемые при сборке для установки оптимальных зазоров в подшипниках.
Эскиз редуктора в двух проекциях показан на рис. 3.1 (штриховка не показана). Размеры c и e найдены ранее (см. п.1.5 и рис. 1.4). Основные размеры определяющие внешние очертания корпуса находят в функции толщины стенки d (мм) вычисляемой по формуле
Ширина фланца разъема корпуса f диаметр d резьбы винта соединяющего крышку и основание корпуса диаметр df фундаментных винтов размер k – расстояние от подшипника до торца прилива корпуса и др. определяются приближенными равенствами:
k = (018 020)×DП ≥ 18 мм;df = 125×d;
Значения полученные расчетом по этим формулам необходимо округлить до целых значений желательно по ряду Ra 20 а диаметры резьбы принимают по стандарту на метрические резьбы – ГОСТ 8724-81.
3. Выбор деталей резьбовых соединений
Соединение крышки и основания корпуса может быть выполнено различными способами (см. [3 4 и др.]). В варианте изображенном на рис. 3.2 (штриховка не показана) использованы винты ГОСТ 11738-72 головки которых размещены в соответствующих расточках (цековках) крышки корпуса заподлицо. Координата оси винта определяется графически в соответствии с изображением на котором показан размер Е определенный для нашего случая на рис. 3.1 графически или расчетом
Винты располагаются симметрично относительно осей валов по возможности ближе (но не ближе чем 4 5 мм) к внешним кольцам подшипников остальные винты (болты шпильки) – приблизительно равномерно по стыку крышки и корпуса.
Размер проема люка bл определяется из условия доступности во внутреннюю полость корпуса в различных ситуациях при которых разборка редуктора нежелательна например попадание посторонних предметов вследствие неосторожных действий и т.п. т.е. bл ≥ 150 мм.
4. Общие рекомендации к выполнению эскизов
В рамках РГР изображение выполненное студентом в масштабе 1:1 на миллиметровой или гладкой бумаге в соответствии с рис. 3.1 достаточно для представления преподавателю с целью определения возможности и целесообразности дальнейшей разработки данного варианта в рамках курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования».
Оформление текстовой документации по РГР должно содержать логически связанное изложение содержания всех расчетов в соответствии с последовательностью представленной в данных методических указаниях согласно требованиям ЕСКД и стандарту предприятия СТП УГАТУ 002-98. Работу оформляется в виде пояснительной записки на листах формата А4. Рисунки и схемы располагаются по тексту или на отдельных листах. Последовательность представления данных – заглавный лист титульный лист содержание введение основная часть разбитая на разделы с соответствующей нумерацией заключение. Список литературы оформляется в соответствии с п. 1.8 СТП УГАТУ 002-98.
После проверки в случае положительного заключения по содержанию и форме работа возвращается студенту для использования в ходе выполнения курсового проекта.
В методических указаниях содержатся рекомендуемые алгоритмы действий направленных на разработку конструкции редукторов приводов общего назначения грузоподъемных машин и машин непрерывного транспорта. Возможны и другие способы разработки оптимальных по тем или иным параметрам оптимизации изделий данного класса. Современное состояние расчетных методов достаточно разнообразно поэтому не исключается использование другой литературы различных программных продуктов и аналогичных средств гарантирующих соответствие изделия установленным требованиям. Однако для понимания сущности процесса проектирования необходимо непосредственно ознакомиться с алгоритмом создания эскизного проекта как базы для дальнейшей работы по созданию конструкторской документации что и является главной задачей выполнения РГР по дисциплине детали машин и основы конструирования.
Задания на курсовой проект: методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» Сост.: Прокшин С.С. Сидоренко А.А. Федоров В.А. Минигалеев С.М. – Уфа: УГАТУ 2006. – 34 с. ил.
Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов. – 6-е изд. перераб. – М.: Высш. шк. 2000 – 383 с. ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов.– 8-е изд. перераб. и доп. – М.: Высшая школа 2003 – 496 с. ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие.– 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Высшая школа 1990 – 399 с. ил.
Подшипники качения: Справочник – каталог Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. – М.: Машиностроение. 1984. – 280 с. ил.
Подшипники качения и свободные детали: Каталог Сост. Л.Г. Бордышева Л.П. Носова: ВНИИ ТЭМ ИКФ «Каталог». Ч. 2 – 2003. –122 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах. Т.1-3. – 6-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 2001.
Стандарт предприятия. Графические и текстовые конструкторские документы. Требования к построению изложению оформлению. СТП УГАТУ 002-98. Изд. УГАТУ Уфа 1998. – 81 с. ил.
Справочник по геометрическому расчету эвольвентных зубчатых и червячных передач Под ред. И.А. Болотовского. – 2-е изд. перерб. И доп. – М.: Машиностроение 1986. – 448 с.

Рубцов метод_Расчет передач.doc

Составители: А.А.Сидоренко Р.Г.Ахматвалиев Х.Ш.Газизов
Расчет зубчатых передач. Методические указания к выполнению курсового проектирования по дисциплине «Прикладная механика». 4-е изд. испр. и доп. Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост.: А.А.Сидоренко Р.Г.Ахматвалиев Х.Ш.Газизов. – Уфа 2006. – 35 с.
В работе представлены типовые задания основы расчета параметров механического привода помещены необходимые справочные материалы. Приведены примеры расчетов зубчатых передач выполняемые студентами при курсовом проектировании по дисциплинам: «Прикладная механика» «Механика» «Основы конструирования и проектирования».
Методические указания предназначены для студентов немеханических специальностей ВТУЗов.
Ил. 5. Табл. 16. Библ.: 6 назв.
Рецензенты: канд. техн. наук доц. Лукащук Ю.В.
канд. техн. наук доц. Латыпов Р.Р.
© Уфимский государственный
авиационный технический университет 2006
Рекомендации по расчету привода с одноступенчатым редуктором4
Задания к курсовому проекту9
Последовательность расчета привода с одноступенчатым редуктором12
Порядок расчета зубчатых передач13
Определение допускаемых напряжений16
1. Допускаемые контактные напряжения16
2. Допускаемые напряжения изгиба17
Пример расчета привода с одноступенчатым редуктором20
1. Подбор электродвигателя20
2. Проектировочный расчет закрытой передачи23
3. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям27
4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба29
5. Проектный расчет шестерни открытой цилиндрической передачи30
6. Проверка зубьев шестерни на выносливость по напряжениям изгиба31
7. Проектный расчёт прямозубой конической шестерни открытой передачи33
Методические указания к выполнению расчетной части курсового проекта предназначены для студентов немеханических специальностей всех форм обучения учебным планом которых предусмотрено выполнение курсового проекта по прикладной механике технической механике механике основам конструирования и проектирования и других контрольных мероприятий по указанным курсам.
Предлагаемые указания включают в себя задания на курсовые проекты с рекомендациями по выполнению расчетной части проекта. Кроме того в них изложена последовательность расчета привода с одноступенчатым редуктором показан порядок расчета зубчатых передач и дан пример расчета зубчатой передачи. Для сокращения времени затрачиваемого студентом при выполнении расчетной части проекта на поиск информации в различных справочниках и другой специальной литературе методические указания снабжены необходимыми пояснениями и справочными данными.
Рекомендации по расчету привода с одноступенчатым
Курсовой проект для студентов немеханических специальностей включает в себя расчет и проектирование приводов машин работающих при длительной постоянной или слабоменяющейся нагрузке например транспортеров вентиляторов насосов компрессоров и т.п. Проектируемый привод состоит из электродвигателя и одноступенчатого зубчатого редуктора ведущий вал которого соединяется с валом электродвигателя посредством муфты (обычно муфты упругой втулочно-пальцевой по ГОСТ 21 424-75) а ведомый несет на себе консольно расположенную шестерню открытой передачи.
В заданиях и проектах исходными данными к проектированию привода служат:
)схема редуктора (01 02 07);
)вращающий момент на ведомом валу редуктора T2 Н·м;
)частота вращения ведомого вала n2 обмин;
)число зубьев шестерни открытой передачи z3 или радиальная нагрузка от соединительной муфты FM=125.
По этим данным прежде всего подбирается соответствующий электродвигатель. Выбор электродвигателя предусматривает определение типа мощности частоты вращения и основных размеров. При этом следует иметь в виду что большая частота вращения вала электродвигателя при одинаковой мощности вызывает увеличение передаточного числа редуктора а следовательно увеличение его длины и высоты. Меньшая частота вращения вызывает увеличение размеров электродвигателя и увеличение ширины зубчатых колес а следовательно уменьшение размеров редуктора. Одновременно необходимо учитывать рекомендуемые значения передаточных чисел различных типов передач (табл. 1.1). Значения передаточных чисел редуктора не должны выходить за пределы допускаемых отклонений предусмотренных ГОСТ 12289-76.
Рекомендуемые значения передаточных чисел
Допускаемые отклонения
Зубчатая цилиндрическая
При окружных скоростях более 6 мс целесообразно применять колеса косозубые и шевронные.
При выборе материала для зубчатых колес следует учитывать назначение передачи условия эксплуатации и возможную технологию изготовления колес. В табл. 1.2 приведены рекомендуемые материалы для изготовления зубчатых колес.
Материалы для зубчатых колес
Термическая обработка
улучшение закалка ТВЧ
улучшение цементация закалка
улучшение азотирование
*При расчете и в расчетную формулу подставлять среднее значение твердости.
В закрытых передачах не рекомендуется принимать модули меньше 1 мм и применять передачи 9 – 12 степени точности значения стандартных модулей приведены в табл. 1.3.
Модули мм (ГОСТ 9563-81)
Ряд 1: 1; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20
Ряд 2: 125; 1375; 175; 225; 275; 35; 45; 55; 7; 9; 11; 14
Примечание. Ориентировочное определение величины модуля:
m=(001 002) - улучшенные зубчатые колеса;
m=(0016 0035) - закаленные зубчатые колеса.
Межосевые расстояния цилиндрических зубчатых передач а также диаметры колес конической зубчатой передачи полученные при проектировочном расчете рекомендуется округлять до стандартных значений приведенных в табл. 1.4. 1.5.
Межосевые расстояния зубчатых передач (ГОСТ2185-75) внешние делительные диаметры зубчатых колес конических передач (ГОСТ6636-69)мм
Ряд 1: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000.
Ряд 2: 71; 90; 112; 140; 180; 225; 280; 355; 450; 560; 710; 900.
Примечание. Фактические диаметры колес конической передачи не должны отличатся от номинальных более чем на 3%
Число зубьев шестерни прямозубой передачи рекомендуется принимать больше 17; при получении z117 необходимо применять корригирование зубьев с соответствующим расчетом. После определения делительных диаметров шестерни d1 и колеса d2 необходимо уточнить величину межосевого расстояния по формуле
для того чтобы убедиться в отсутствии необходимости корригирования зубчатых колес. При определении ширины зубчатого венца цилиндрических колес b по формулам:
полученное значение следует округлить по стандартному ряду чисел 20 или 40 согласно ГОСТ 6636-69 (табл. 1.5).
Нормальные линейные размеры по ГОСТ 6636-69
При выборе значения коэффициента учитывается твердость рабочих поверхностей зубьев и расположение колес относительно опор (табл. 1.6).
При проверочном расчете передач желательное отклонение расчетных напряжений H и F от допускаемых должно быть в пределах ± 5% причем нагрузка более 5% недопустима.
Рекомендуемые значения коэффициента ширины венца
Расположение колес относительно опор
Твердость рабочих поверхностей зубьев.
Примечание. Коэффициенты ширины венца зубчатого колеса по диаметру yba и по межосевому расстоянию yba связаны зависимостью .
Если перегрузка по контактным напряжениям превысит 5% следует при расчете цилиндрической зубчатой передачи либо увеличить значение aw до ближайшей большей стандартной величины либо увеличить ширину зубчатого венца приняв больший коэффициент ширины yba либо выбрать для шестерни к колеса новый материал обладающий более высокими прочностными свойствами. При расчете конической зубчатой передачи следует увеличить модуль или назначить более качественный материал. Если перегрузка по напряжениям изгиба превысит 5% то следует увеличить модуль до ближайшего большего стандартного значения.
Задания к курсовому проекту
Рассчитать и спроектировать привод с одноступенчатым редуктором по одной из заданых схем (рис. 2.1). Значение вращающего момента T2 и число оборотов n2 на ведомом валу редуктора а также z3 - число зубьев шестерни открытой передачи которую несёт этот вал приведены в табл. 2.1.
Данные для расчета приводов по схемам 01 02 07
Последовательность расчета привода с одноступенчатым редуктором
1.Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
1.1. Определение КПД привода
1.2. Определение требуемой мощности привода
1.3. Определение требуемой мощности и частоты вращения вала электродвигателя
1.4. Выбор электродвигателя
1.5. Определение передаточного числа редуктора
1.6. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах редуктора
2. Расчет закрытой передачи
2.1. Проектировочный расчет закрытой передачи
2.2. Проверка зубьев колес на выносливость по контактным напряжениям
2.3. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость по напряжениям изгиба
3. Расчет шестерни открытой передачи
3.1. Проектировочный расчет шестерни открытой передачи
3.2. Проверка зубьев шестерни на выносливость по напряжениям изгиба
4. Расчет валов. Подбор подшипников
4.1. Проектный (предварительный) расчет валов
4.2. Конструирование формы валов
4.3. Подбор подшипников
5. Расчет элементов редуктора
5.1. Расчет крепежных изделий элементов корпуса редуктора
5.2. Определение конструктивных размеров зубчатых колес
5.4. Эскизная компоновка валов
6. Проверочный (уточненный) расчет валов
6.1. Выбор расчетной схемы валов. Определение опорных реакций построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
7. Проверочный расчет подшипников
8. Проверочный расчет шпонок
9.1.Выбор сорта смазки определение объема масляной ванны назначение способа контроля уровня смазки зубчатых колес
9.2. Выбор способа и типа смазки подшипников
В процессе расчета эскизный проект редуктора рекомендуется выполнять на миллиметровой бумаге необходимого формата в масштабе 1:1.
Порядок расчета зубчатых передач
1. Порядок расчета цилиндрической прямозубой передачи
Проектировочный расчет закрытой передачи
1.1. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемого контактного напряжения
1.2. Определение межосевого расстояния аW из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
1.3. Назначение модуля передачи
1.4. Определение чисел зубьев шестерни и колеса
1.5. Уточнение передаточного числа
1.6. Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса уточнение аW
Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
1.7.Определение коэффициентов концентрации KHb и динамичности KHV нагрузки
1.8. Определение расчетных контактных напряжений
1.9. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
1.10. Определение усилий в зацеплении
1.11. Определение допускаемого изгибного напряжения
1.12. Определение коэффициентов концентрации KFb и динамичности KFV нагрузки
1.13. Определение расчетных напряжений изгиба
1.14. Сопоставление расчетных и допускаемых напряжений
Расчет шестерни открытой передачи
1.15. Выбор материала шестерни и определение допускаемого изгибного напряжения
1.16. Определение модуля передачи
1.17. Определение основных размеров шестерни
1.18. Проверка зубьев на изгибную прочность
2. Порядок расчета цилиндрической косозубой передачи
2.1.Выбор материала колес и определение допускаемого контактного напряжения
2.2. Определение межосевого расстояния
2.3. Назначение нормального модуля передачи.
2.4. Назначение угла наклона зубьев (в пределах 8 200)
2.5. Определение чисел зубьев колеса и шестерни
2.6. Уточнение передаточного числа
2.7. Уточнение угла наклона зубьев
2.8. Определение основных геометрических размеров колес
2.9. Определение коэффициентов концентрации KHb и динамичности KHV нагрузки
2.10. Определение расчетных контактных напряжений
2.11.Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
Проверка зубьев на изгибную прочность
2.12. Определение усилий в зацеплении
2.13. Определение допускаемого напряжения изгиба
2.14. Определение коэффициентов концентрации KFb и динамичности KFV нагрузки
2.15. Определение расчетных напряжений изгиба и сопоставление их с допускаемыми значениями
3. Порядок расчета шевронных передач
Проектировочный расчет передачи
3.1. Выбор материала колес и определение допускаемых напряжений
3.2.Определение межосевого расстояния с округлением до стандартного значения по ряду Ra40
3.3. Определение модуля зацепления с округлением до стандартного
3.4. Определение числа зубьев колес
3.5. Уточнение угла наклона зубьев и передаточного числа
3.6. Определение геометрических размеров колес
Проверочный расчет передачи
3.7. Определение коэффициента распределения нагрузки между зубьями KHa и коэффициентов нагрузки KHb KFb KHV KFV
3.8. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
3.9. Проверка зубьев на выносливость при изгибе
4.Порядок расчета зубчатых передач с коническими прямозубыми колесами
Расчет закрытой конической передачи
4.1.Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
4.2.Определение диаметра внешней делительной окружности колеса de2.
4.3. Определение числа зубьев шестерни и колеса (для цементированных конических передач при de2 ≤ 120 мм числа зубьев шестерни ориентировочно можно принять равными I8 25 при u=25; 16 18 при u 4 и 15 16 при u = 6). Для передач с термоулучшенными колесами значения можно увеличить на 10 20 % (против указанных величин)
4.4. Уточнение передаточного числа
4.5.Определение основных геометрических параметров зубчатого колеса и шестерни (рекомендуется оформлять в виде таблицы)
4.6. Определение окружной скорости колес
4.7.Определение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки и
4.8. Определение расчетных контактных напряжений
4.9. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
4.10.Определение эквивалентного числа зубьев коэффициентов учитывающих форму зуба для шестерни и колеса – и
4.11.Определение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки и
4.12.Определение расчетных напряжений изгиба
4.13.Сопоставление расчетных и допускаемых напряжений
Расчет шестерни открытой конической передачи
4.14.Выбор материала и определение допускаемого напряжения изгиба шестерни
4.15.Определение среднего модуля из условия выносливости зубьев по напряжениям изгиба
4.16. Определение внешнего окружного модуля
4.17.Расчет основных геометрических параметров шестерни (рекомендуется результаты расчета свести в таблицу)
Проверка зубьев шестерни на выносливость по напряжениям изгиба
4.18. Определение и шестерни
4.19. Определение коэффициентов и
4.20. Определение расчетных напряжений изгиба
4.21. Сопоставление расчетных и допускаемых напряжений
Определение допускаемых напряжений
1. Допускаемые контактные напряжения
Для прямозубых передач за допускаемое контактное напряжение принимают меньшее из значений и соответственно для шестерни и колеса которые определяются по формуле
где –предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений значения приведены в табл.5.1;
–коэффициент долговечности зависящий от режима работы; для передач при длительной работе с постоянным режимом нагружения рекомендуют =1;
–коэффициент безопасности; для зубчатых колес с однородной структурой материала =11; для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зубьев =12; для передач выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями значения коэффициентов безопасности следует увеличить до =125 и =135 соответственно.
б) Для косозубых и шевронных передач принимается условное допускаемое контактное напряжение определяемое по формуле
При этом должно выполняться условие
где - меньшее из значений и .
В противном случае принимают =123.
Формулы для расчета значений МПа (ГОСТ 21354-75)
Способы термической и химикотермической обработки зубьев
Средняя твердость поверхности зубьев
Углеродистые легированные
Отжиг нормализация или улучшение
Поверхностная закалка
Цементация и нитроцементирование
2. Допускаемые напряжения изгиба
Для зубчатой передачи допускаемые напряжения изгиба определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле
где – базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба (значения определяют экспериментально на зубчатых колесах; рекомендации выработанные на базе таких экспериментальных исследований приведены в табл.5.2);
– коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения(реверсирования) нагрузки;
=1 – для зубьев работающих одной стороной;
=07 08 – для зубьев работающих двумя сторонами (большие значения коэффициента принимают для зубьев с поверхностным упрочнением);
–коэффициент долговечности (=1 – для передач при длительной постоянной нагрузке);
– коэффициент безопасности.
Здесь –коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи определяется по табл.5.2;
–коэффициент учитывающий способ получения заготовки (=1–для поковок и штамповок; =115–для проката; =13– для литья).
При проектировочном расчете на выносливость зубьев при изгибе (расчете открытых передач) допускаемое изгибное напряжение можно определить по следующей приближенной формуле согласно ГОСТ21354-75:
для реверсивных передач необходимо уменьшить на 25%.
Пределы выносливости зубьев при изгибе и значения коэффициентов безопасности
Вид термообработки и марки стали
Твердость зубьев HRC
при вероятности неразрушения
Нормализация или улучшение: углеродистые и легированные стали (например стали марок 40 45 40Х 40ХН 40ХФА)
Объемная закалка легированных сталей: стали марок 40Х 40ХН 40ХФА 40ХН2М и др. с применением средств против обезуглероживания;
те же стали при возможном обезуглероживании
Закалка легированных сталей при нагреве ТВЧ по всему контуру: содержание никеля 1% и более (например 40ХН 40ХН2МА); стали марок 40Х 35ХМ и др.
Цементирования легированных сталей: содержание никеля 1% и более и хрома 1% и менее (например 20ХМ 20ХН2М 12ХНЗА);
стали марок 18ХГТ 30ХГТ 12Х2НЦА и др.
Азотирование легированных сталей: стали содержащие алюминий; прочие легированные стали
0-950(HV) 550-750(HV)
Пример расчета привода с одноступенчатым редуктором
Подобрать электродвигатель рассчитать закрытую и открытую передачи одноступенчатого конического редуктора с цилиндрической шестерней на выходном валу по следующим данным. Крутящий момент на выходном валу =160Нм при частоте вращения =355обмин; число зубьев цилиндрической шестерни открытой передачи =23; редуктор нереверсивный предназначен для длительной эксплуатации при постоянном режиме нагружения все колеса прямозубые (рис.6.1).
1. Подбор электродвигателя
1.1. Потребляемая мощность (Вт) привода (мощность на выходе) определяется по формуле
1.2. Потребляемая мощность электродвигателя
где – коэффициент полезного действия (КПД) привода.
КПД привода определяем с учетом потерь в отдельных парах кинематической цепи:
Здесь – КПД зубчатой передачи;
– КПД пары подшипников качения;
– КПД муфты ориентировочные значения которых приводятся в табл. 6.1.
Червячная (закрытая) при числе заходов червяка:
Муфта соединительная
Подшипники качения (одна пара)
Принимая = 096 =099 =098 (табл. 6.1) имеем КПД привода =0960992098=092; мощность потребляемая равна Рпотр=5946092=6460 Вт.
1.3. Диапазон частот вращения вала электродвигателя
С учетом рекомендуемых значений передаточного числа одноступенчатых редукторов приведенных в табл. 1.1 и частоты вращения ведомого вала одноступенчатого редуктора с коническими колесами получим
=355 (1 4)=355 1420обмин.
1.4. Выбор электродвигателя
По рассчитанной мощности Рпотр и диапазону частот выбирают электродвигатель таким образом чтобы его номинальная мощность а синхронная частота вращения вала была самой близкой (из возможных вариантов) к большему значению диапазона . В этом случае размеры и стоимость электродвигателя будут наименьшими.
По величине потребляемой мощности и синхронной частоты вращения по табл.6.2 принимаем электродвигатель серии4А тип 132М6 с мощностью Р=75кВт синхронной частотой nc=1000обмин и асинхронной частотой вращения =970обмин.
Основные размеры электродвигателей единой серии 4А приведены на рис. 6.2 и в табл. 6.3.
1.5. Передаточное число редуктора
Двигатели закрытые обдуваемые единой серии 4А
(типасинхронная частота вращения обмин)
Синхронная частота обмин
2. Проектировочный расчет закрытой передачи
2.1. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Из-за небольшого передаточного числа передачи выбираем для шестерни и колеса материал – сталь 40Х с одинаковой термообработкой l – улучшением и следующими характеристиками (табл. 1.2).
Принимаем HBср= (HBmax+HBmin)2
Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в соответствии с табл. 5.1:
Двигатели. Основные размеры мм
IM1081 IM2081 IM3081
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из и следовательно =515МПа.
Коэффициент безопасности по напряжениям изгиба для зубьев шестерни и колеса выбираем по таблице 5.2.
2.2. Определение диаметра внешней делительной окружности колеса
Основной габаритный размер передачи - делительный диаметр колеса по внешнему торцу - рассчитывают по формуле [1]:
где u – расчетное передаточное число конической передачи u=tg2 или u=
Епр - приведённый модуль упругости для стальных колёс Епр=21105МПа;
T2- вращающий момент на валу колеса Нмм;
KH - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба определяют по графикам на рис. 6.3.
При коэффициенте ширины зубчатого венца колеса относительно внешнего конусного расстояния =0285 по рис. 6.3 определяем коэффициент концентрации нагрузки =123 (консольное расположение шестерни опоры - роликовые).
Диаметр внешней делительной окружности колеса (мм)
Округляем полученное значение до стандартного Ra40 =240мм (см. таблицу 1.5).
2.3. Принимаем число зубьев шестерни =25 тогда число зубьев колеса 27325=6825 принимаем z2=68.
Фактическое передаточное число 272
2.4. Определение основных геометрических параметров зубчатых колес (при =90 и ).
Численные значения параметров
Внешний окружной модуль мм
Внешнее конусное расстояние мм
Ширина зубчатого венца мм
Диаметр внешней делительной окружности мм
Средний окружной модуль мм
Средний делительный диаметр мм
Углы делительных конусов
Внешний диаметр вершин зубьев мм
Примечания: 1. Полученное при расчете значение внешнего окружного модуля не обязательно округлять до стандартного так как конструкции инструментов и зубообрабатывающих станков позволяют одним и тем же режущим инструментом нарезать колеса с разными модулями лежащими в некотором интервале.
Значение ширины зубчатого венца округляют в большую сторону до целого значения по ряду 20 или 40 согласно ГОСТ6636-69 (табл. 1.5).
3. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
3.1. Окружная скорость колеса
При такой скорости назначаем 8-ю степень точности (табл.6.4).
Ориентировочные значения предельных окружных скоростей
для силовых передач (мс)
цилиндрическая передача
3.2. Определение коэффициента динамичности
Коэффициент динамичности принимаем для прямозубых колес по табл. 6.5 с учетом скорости и степени точности =116.
Твердость зубьев колеса НВ
Коэффициент при окружной скорости V мс
3.3. Контактные напряжения
Здесь =085 – опытный коэффициент.
3.4. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
=48045 =515 МПа условие прочности выполняется.
Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет
условие экономичности выполняется.
4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
4.1. Определение эквивалентного числа зубьев и коэффициентов формы зуба (таблица 6.6):
4.2. Определение коэффициентов и .
- эта формула учитывает более благоприятное влияние приработки на контактную прочность чем на изгибную и более тяжелые последствия поломки зубьев [2].
=1+(123-1)15=135; коэффициент динамичности для прямозубых колес (условно полагая их точность на одну степень грубее фактической) =133 (табл. 6.7).
4.3. Напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни
4.4. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений изгиба:
условия прочности выполнены.
5. Проектный расчет шестерни открытой
цилиндрической передачи
5.1. Выбор материала определение допускаемого напряжения.
Для изготовления цилиндрической прямозубой шестерни выберем тот же материал и термообработку что и для конической шестерни закрытой передачи. Тогда =293МПа.
5.2. Определение модуля открытой передачи.
Здесь =14 согласно ГОСТ 21354-87 для прямозубых передач (=112 – для косозубых и шевронных передач с коэффициентом перекрытия >1; =125 – для косозубых передач с ≤1).
Коэффициент ширины зубчатого венца примем равным =04 (табл. 1.6) а коэффициент концентрации нагрузки =14 (рис. 6.4) =396 для z3=23 (табл. 6.6). Тогда
Округляем полученное значение модуля до стандартного m=40мм (табл. 1.3).
5.3.Определение геометрических параметров шестерни.
Наименование параметра
Диаметр делительной окружности мм
Диаметр окружности вершин зубьев мм
Диаметр окружности впадин зубьев мм
6. Проверка зубьев шестерни на выносливость по напряжениям изгиба
6.1. Окружная скорость открытой передачи
Для колес открытой передачи назначаем 9-ю степень точности (табл. 6.4).
6.2. Определение коэффициентов и .
При =04 =14 (по рисунку 6.4).
При 9-ой степени точности (зубья прямые HB350) по табл.6.7 =128.
6.3. Расчетное напряжение изгиба
6.4. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжения
условие прочности выполняется.
7. Проектный расчёт прямозубой конической шестерни открытой передачи
7.1. Выбор материала определение допускаемого напряжения.
Для изготовления конической прямозубой шестерни открытой передачи выберем тот же материал и термообработку что и для прямозубой конической шестерни закрытой передачи 293МПа.
7.2.Модуль зацепления в среднем сечении зуба конического колеса
Здесь =144 – для =04 (назначаем табл.1.6) по рис.6.4;
≤10 – по рекомендации (С. 44 [3]);
7.3. Модуль зацепления на внешнем торце
7.3.Основные геометрические размеры шестерни.
Средний окружной модуль
Делительный диаметр в среднем сечении зуба шестерни
Модуль зацепления на внешнем торце
Внешний делительный диаметр
Ширина зубчатого венца
Угол делительного конуса
Внешний диаметр вершин зубьев
Среднее конусное расстояние
Внешнее конусное расстояние
Для прямозубой конической открытой передачи назначаем uотк=2.
Далее производят проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба аналогично закрытой передачи см. раздел 6.3.
При этом после всех расчетов необходимо проверить соотношение которое должно выполняться в противном случае следует провести корректировку расчетов.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа 2001.
Иванов М.Н. Детали машин. 8-е изд. перераб. – М.: Высшая школа 2003.
Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора. Учеб. пособие М.Ш. Мигранов О.Ф. Ноготков А.А. Сидоренко Л.Ш. Шустер - -М.:Изд-во МАИ 2005.
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение 2001.
ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. – М.: Стандарт 1988.

Критерии оценок по курсовому проектированию.doc

по курсовому проектированию
по дисциплинам: детали машин и основы конструирования механика прикладная механика техническая механика ОКиП
Зачеты по курсовому проектированию проставляются по результатам защиты по четырехбалльной системе («отлично» «хорошо» «удовлетворительно» «неудовлетворительно»).
Оценка «отлично» выставляется студенту выполнившему проект без ошибок представившему оригинальное и грамотное решение конструкции отчетливо понимающему ход расчета и умеющему обосновать выбор исходных параметров и их взаимосвязь использовавшему патентные разработки (при необходимости) аккуратно и без ошибок выполнившему чертежи четко и грамотно оформившему пояснительную записку без отступлений от требований к её оформлению подробно и безошибочно ответившему на все заданные ему вопросы не допустившему заметных отклонений от установленного графика ритмичности проявившему при работе достаточно самостоятельность и имеющему оценку консультанта «отлично» или «хорошо».
Оценка «хорошо» выставляется студенту который хотя и допустил некоторые незначительные ошибки но при опросе проявил понимание ошибок и способов их исправления не допускает существенных погрешностей в ответах на вопросы аккуратно выполнил чертежи и пояснительную записку не имел значительных отклонений от графика ритмичности без уважительных причин.
Оценка «удовлетворительно» выставляется студенту который выполнил проект без грубых ошибок но при опросе проявляет недостаточное понимание всех подробностей проделанной работы; допускающему при ответах на вопросы неточности и неправильные формулировки; допустившему небрежность в графической работе и в оформлении пояснительной записки; значительно отставшему от графика ритмичности без уважительных причин и не закончившему проект в установленный срок.
Оценка «неудовлетворительно» выставляется студенту допустившему принципиальные ошибки в представленном к защите проекте и при ответах на вопросы не сумевшему устранить указанные недостатки к окончательной (третьей) защите небрежно выполнившему чертежи и представившему неполную и не соответствующую правилам оформления пояснительную записку проявившему полное пренебрежение к ритмичности работы.

Требования к оформлению на компьютере.doc

ПРАВИЛА КОМПЬЮТЕРНОГО НАБОРА И ВЕРСТКИ
Текст авторского оригинала необходимо печатать через один интервал в MS WORD 7.0 и выше RTF PDF шрифтом Times New Roman или Arial. Размер шрифта основного текста – 16 подрисуночных подписей текста таблиц – 14 межстрочный интервал – 1. Оттиски шрифта должны быть четкими. Все тексты авторского машинописного оригинала должны быть отпечатаны строчными буквами. Прописными должны печататься заглавные буквы и аббревиатуры в соответствии с правилами грамматики.
Размерные показатели:
в одной строке должно быть 60 ± 2 знака (пробел – один знак);
абзацный отступ должен быть одинаковым и равен 125 см (без использования клавиш «Пробел» и «Табуляция»);
на одной странице сплошного текста должно быть 29 ± 1 строк. Меньшее число строк допускается на начальных концевых страницах перед заголовком и т.п.;
заголовки отделяются от основного текста несколькими интервалами. Шрифт заголовков крупнее шрифта основного текста на 2 кегля (размера) выделяется жирным курсивом.
Текст поля абзац набирается с соблюдением следующих правил:
абзацы отделяются друг от друга одним маркером конца абзаца (применение этого символа в других целях не допускается);
все слова внутри абзаца разделяются только одним пробелом;
перед знаком препинания пробелы не ставятся после знака препинания – один пробел;
между последней цифрой числа и обозначением единицы измерения следует оставлять пробел (352 МПа 30 °С 10 %);
при наборе должны различаться тире (–) и дефисы (-);
выделения курсивом полужирным прописным обеспечиваются средствами Word.
Подчеркивание в качестве выделения не допускается.
Формулы набираются в редакторе M крупный индекс – 12; мелкий индекс – 8; крупный символ – 20; мелкий символ – 14.
Латинские обозначения кроме устойчивых наименований типа max min cos sin tg log exp и т.д. набираются курсивом.
Русские греческие обозначения и цифры всегда набираются прямым шрифтом.
Набор математических и химических формул должен быть по всему тексту единообразным по применению шрифтов и знаков способу выключки формул набранных отдельными строчками по применению индексов линеек.
Математические символы в формулах набирают светлым курсивом химические символы (Ag Си) – светлым прямым сокращенные обозначения физических величин и единиц измерения (м кВт Фм Wm) – светлым прямым без точек. Числа и дроби в формулах всегда должны быть набраны прямым шрифтом. Перенос в формулах допускается делать на знаках соотношений (= >) на отточии ( ) на знаках (+) и (-) () с дублированием знака на другой строке.
Нумеровать следует наиболее важные формулы на которые приводятся ссылки в последующем тексте. В зависимости от объема текста и его структуры используется сквозная и индексационная нумерация формул таблиц рисунков. Индексационная нумерация используется как правило при делении текста на главы и параграфы.
В индексационном номере сначала арабскими цифрами указывают номер главы (раздела) затем (после точки) ставится порядковый номер формулы в данной главе. Номер формулы заключается в круглые скобки и выравнивается по правому краю печатного листа.
Последовательность расшифровки буквенных обозначений (экспликация) должна соответствовать последовательности расположения этих обозначений в формуле. После формулы перед экспликацией ставят запятую затем с новой строки без отступа от левого края набирается слово "где" (без двоеточия) за ним в этой же строке следует обозначение первой величины после тире – ее расшифровка и далее через запятую единица измерения. Все элементы располагаются в строку. В конце каждого элемента расшифровки ставят точку с запятой а в конце последнего – точку.
Расшифровка дроби: сначала поясняют обозначения величин помещенных в числителе в том же порядке что и в формуле а затем – в знаменателе.
В формулах допускается использовать все виды скобок (() [] и др.). Высота скобок должна быть достаточной чтобы охватывать находящееся в них выражение.
Основным знаком умножения является точка на средней линии. Она ставится:
а) между числовыми сомножителями: 20·75;
б) для выделения какого-либо множителя: 2·2·ху·z;
в) для записи скалярного произведения векторов: а·b;
г) между аргументом тригонометрической функции и буквенным обозначением:
д) после знака радикала и перед сомножителем: ;
Точка как знак умножения не ставится:
а) между числом и буквенным символом: 5
б) перед скобками и после них6 (b+c)(a+d);
в) перед дробными выражениями и после них: ;
г) перед знаком интеграла радикала логарифма: ;
д) перед аргументом тригонометрической функции: arccos wt.
Косой крест в качестве знака умножения ставят:
а) при указании размеров: 45З м;
б) при записи векторного произведения a b;
в) при переносе формулы на знаке умножения.
Расположение формул в тексте работы.
Наиболее важные формулы а также длинные и громоздкие формулы содержащие знаки суммирования произведения дифференцирования интегрирования располагают на отдельных строках. Так же и все нумерованные формулы. Для экономии места несколько коротких однотипных формул выделенных из текста можно помещать на одной строке а не одну под другой. Небольшие и несложные формулы не имеющие самостоятельного значения размещают внутри строк текста.
На все нумерованные формулы обязательно должны быть ссылки. Они оформляются в той же графической форме что и после формулы т.е. арабскими цифрами в круглых скобках.
Например: в формуле (3.7); из уравнения (5.4) вытекает и т.д.
Следует знать и правила пунктуации в тексте с формулами. Формулы включаются в предложение как его равноправный элемент поэтому в конце формулы и в тексте перед ними знаки препинания ставят в соответствии с правилами пунктуации.
Двоеточие перед формулами ставят:
а) после обобщающего слова;
б) если этого требует построение текста предшествующего формуле.
Многоточие применяется при пропуске членов в ряду суммирования вычитания или равенства. При этом знаки операции ставятся и перед многоточием и после него.
Основные требования к содержанию и оформлению таблиц – существенность полнота показателей характеризирующих процесс предмет или явление четкость и ясность представления экономичность единообразие. Ссылка на таблицу в тексте обязательна и должна быть до представления (расположения) самой таблицы. Ссылка должна органически входить в текст а не выделяться в самостоятельную фразу повторяющую тематический заголовок таблицы (табл. 1.2).
Слово "таблица" и ее порядковый номер (арабскими цифрами) ставят над заголовком в правом верхнем углу выделяя его курсивом. Название помещают на следующей строке по центру. Между сеткой таблицы и заголовком должен быть один межстрочный интервал.
Корректурные знаки и их применение
Обычно таблица состоит из следующих элементов:
порядковый номер и тематический заголовок;
заголовки вертикальных граф (головка);
горизонтальные и вертикальные графы (основная часть).
Боковик как и головка должен быть лаконичным обычно в им. п. ед. или мн. числа. После заголовков таблицы боковика граф точки не ставят.
Графа "номер по порядку" не допускается. Если в тексте только одна таблица то номер ей не присваивается слово "таблица" не пишется.
При переносе таблицы на следующую страницу головка не повторяется. В этом случае пронумеровывают графы и повторяют их нумерацию на следующей странице а в место тематического заголовка пишут "Продолжение табл. 1.2". Если таблица продолжается на трех и более страницах на последней странице пишут "Окончание табл. 1.2".
Иллюстративный материал
Иллюстрации (рисунки) должны обогащать содержание печатного произведения помогать лучше полнее и глубже воспринимать его. Каждая имеющаяся иллюстрация должна отвечать тексту а текст – иллюстрации. Все иллюстрации должны быть пронумерованы. Обычно используется сквозная или индексационная (подглавная) нумерация. Если рисунок один он не нумеруется ссылка на него делается словом "рисунок" без сокращений а под самим рисунком ничего не пишется.
Рисунок необходимо помещать на той же полосе или на развороте что и ссылка на него.
Ссылка на рисунок состоит:
) из условного названия и порядкового номера с необходимым контекстом оборотом речи: "Как видно из рис.3 "; " представлен на рисунке 5.1"; сокращение "см. " используется при повторной ссылке на рисунок; можно делать ссылку в круглых скобках: (рис.5);
) условного названия иллюстрации порядкового номера и буквенного или словесного обозначения ее части: (рис.1а; рис.2 сверху и т.д.).
Каждая иллюстрация снабжается подрисуночной подписью.под иллюстрацией обычно имеет четыре основных элемента:
наименование графического сюжета обозначаемое сокращенно словом "Рис.";
порядковый номер иллюстрации который указывается без значка № арабскими цифрами;
тематический заголовок иллюстрации (после точки с большой буквы);
экспликацию (расшифровку рисунка) которая поясняет рисунок. Перед ней ставится знак двоеточие. Между элементами экспликации точка с запятой.
Должно быть выдержано единое оформление подрисуночных подписей: размер шрифта – 14 экспликации – 12. Подрисуночные подписи должны быть под самим рисунком либо рядом (зависит от способа расположения иллюстрации).
Подрисуночная подпись обычно набирается по формату ширины изображения. Слово "рис." и номер выделяют курсивом. Последнюю неполную строку подписи располагают по центру строки. Отбивают подпись от иллюстрации на размер меньший чем отбивка подписи от текста.
Внимание! Иллюстрация не должна завершать текст.
Образец подрисуночной подписи с экспликацией:
Рис. 3.74. Накопление краски на валиках:
– пробельный участок печатной формы; 2 – накопление краски на валиках 3 – слой краски увеличенной толщины на печатной форме

титул_лист1.doc

Министерство образования и науки РФ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Уфимский государственный авиационный технический университет
Кафедра «Основы конструирования механизмов и машин»
Проектирование привода с одноступенчатым редуктором
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по деталям машин и основам конструирования
(обозначение документа)

Вопросы.doc

Расчет резьбы на прочность.
Опоры скольжения. Анализ конструкций материалы вкладышей и требования к ним.
Резьба. Основные понятия и определения. Геометрические параметры метрической резьбы. Методы изготовления резьбы.
Конструкции основных типов подшипников качения.
Анализ конструкций соединений основными крепежными деталями (болтом винтом шпилькой и стяжкой).
Опоры скольжения. Режимы трения и критерии расчета подшипников скольжения.
Анализ способов стопорения резьбовых соединений.
Основные виды разрушения подшипников качения. Основные критерии расчета.
Критерии работоспособности и расчета типовых элементов машин.
Кинематическая схема трехступенчатой двухпоточной (в одной какой-либо ступени) зубчатой передачи.
Расчет зубьев прямозубых цилиндрических колес по напряжениям изгиба.
Конструкция и область применения самоустанавливающихся подшипников качения.
Конические зубчатые передачи. Особенности геометрии кинематики изготовления и сборки конических прямозубых передач.
Анализ конструкций болтового соединения выполненного одиночным болтом поставленным в отверстие с зазором и болтом поставленным в отверстие из-под развертки (с натягом).
Косозубые цилиндрические передачи. Основные особенности расчета зубьев косозубых передач по контактным напряжениям.
Сварные соединения. Общая характеристика. Типы сварных соединений и сварных швов.
Самоторможение и к.п.д. винтовой пары.
Анализ конструкций элементов клиноременной передачи.
Особенности расчета зубьев конических прямозубых передач по контактным напряжениям.
Расчет сварных швов нахлесточного соединения нагруженного силой.
Определение допускаемых напряжений при расчетах зубчатых передач на выносливость.
Конструкции разъемного соединения призматической шпонкой и ее разновидностями.
Подбор стандартной призматической шпонки и расчет шпоночного соединения на прочность.
Усилия в ремне работающей передачи с гибкой связью.
Шлицевое (зубчатое) соединение. Способы центрирования прямобочного шлицевого соединения. Условное обозначение соединения прямобочными шлицами.
Напряжения в ремне работающей передачи с гибкой связью.
Особенности расчета зубьев конических прямозубых колес по напряжениям изгиба.
Особенности расчета нагрузки радиально-упорных подшипников качения при проверке их ресурса.
Механические передачи. Классификация основные характеристики. Важнейшие силовые зависимости в передаче.
Практический подбор подшипников качения по статической грузоподъемности.
Расчет болтового соединения выполненного в двух вариантах конструкции и нагруженного сдвигающей по стыку силой.
Компенсирующие муфты приводов. Назначение устройство и принцип действия.
Коэффициент расчетной нагрузки в зубчатых передачах.
Расчет на прочность угловых сварных швов нахлесточного соединения нагруженного моментом.
Виды разрушения зубьев зубчатых колес. Основные критерии расчетов зубьев на прочность.
Расчет на прочность стержня болта при нагружении силой предварительной затяжки.
Проверочный расчет вала передачи на прочность.
Основные геометрические и кинематические параметры эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи.
Основы гидродинамической теории смазки для расчета опор скольжения жидкостного трения.
Расчет соединений включающих группу болтов.
Классификация подшипников качения. Расшифровка маркировки подшипника качения.
Расчет на прочность стержня затянутого болта при отсутствии внешней нагрузки.
Теория винтовой пары. Зависимость между моментом приложенным к гайке и осевой силой на винте.
Скольжение в ременной передаче. Кривые скольжения и к.п.д.
Расчет на прочность сварных швов таврового соединения.
Практический подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности.
Цепные передачи. Область применения. Основные геометрические и кинематические характеристики.
Распределение нагрузки между телами качения в подшипнике качения. Контактные напряжения в деталях подшипника качения.
Конструкция приводных цепей (роликовых втулочных зубчатых).
Критерии работоспособности и расчета подшипников качения.
Силы в цепной передаче. Динамика цепной передачи.
Распределение осевой нагрузки по виткам резьбы. Конструкции специальных гаек выравнивающих распределение нагрузки в резьбе.
Расчет предварительно затянутого болта когда внешняя нагрузка раскрывает стык деталей соединения.
Критерии работоспособности и расчета приводных цепей. Допускаемое давление в шарнирах цепи.
Основные типы фрикционных передач и вариаторов. Кинематические и силовые зависимости в передаче. Диапазон регулирования вариаторов.
Конструкция и область применения радиально-упорных подшипников качения.
Кинематика червячных передач. Коэффициент полезного действия передачи. Усилия в червячном зацеплении.
Управляемые (сцепные) муфты приводов. Принцип действия и конструктивные схемы.
Коэффициент торцового перекрытия и распределение нагрузки на рабочей поверхности зуба (на примере прямозубой цилиндрической передачи).
Шпоночные соединения: понятия виды критерии работоспособности. Расчёт на прочность.
Классификация резьб и методы их изготовления.

ОК и П.doc

Уфимский государственный авиационный технический университет
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
(обозначение документа)
Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора.
1. Определение требуемой мощности привода Рвых..
2. Определение требуемой мощности электродвигателя.
3. Определение частоты вращения электродвигателя.
4. Выбор электродвигателя.
5. Определение передаточного числа редуктора.
6. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах редуктора.
Расчет закрытой зубчатой передачи.
1. Проектировочный расчет. Определение [sH] aW d1 d2 bW.
2. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям.
3. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
Расчет шестерни открытой передачи.
1. Проектировочный расчет. Определение [sF] m d3 bW.
2. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
1. Проектный (предварительный) расчет валов и их конструирование.
2. Подбор подшипников качения.
Расчет элементов редуктора.
1. Расчет элементов корпуса (крепежных изделий и т.п.).
2. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
4. Эскизная компоновка узла вала или редуктора.
Уточненный (проверочный) расчет валов.
1. Выбор расчетной схемы валов. Определение опорных реакций построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
2. Определение запаса усталостной прочности вала.
Проверочный расчет подшипников качения.
Проверочный расчет шпоночных соединений.
1. Выбор сорта смазки определение объема масляной ванны назначение способа контроля уровня смазки зубчатых колес.
2. Выбор способа и типа смазки подшипников.
Список использованной литературы
Редуктор – механизм служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента на выходном валу. В составе механического привода редуктор представляет собой отдельный механизм соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного) в котором размещены зубчатые или червячные передачи колеса которых неподвижно закреплены на валах. Валы опираются на подшипники размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.
В настоящем проекте произведен расчет механического привода состоящего из электродвигателя закрытой цилиндрической прямозубой передачи и конической прямозубой шестерни муфты (МУВП).
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ РЕДУКТОРА.
1.Определение требуемой мощности привода.
Требуемая мощность привода определяется по формуле [1]:
где Т2–момент на выходном валу (Н×м);
n2–частота вращения выходного вала (обмин).
2.Определение требуемой мощности электродвигателя.
Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле [1]
где редуктора–КПД редуктора;
Согласно кинематической схеме заданного привода КПД редуктора определяется по зависимости:
редуктора=зацепления×2подшипников×муфты
где зацепления–КПД зубчатого зацепления; принимаем зацепления=097 [1];
подшипников–КПД пары подшипников качения; принимаем подшипников=099 [1];
муфты–КПД муфты; принимаем муфты=098 [1].
3. Определение частоты вращения вала электродвигателя.
Определяем диапазон оборотов в котором может находится синхронная частота вращения электродвигателя по формуле:
где u–передаточное число ступени; выбираем диапазон передаточных чисел который рекомендуется для одной ступени цилиндрической зубчатой передачи в интервале от 2–5 [2].
Например: nс=u×n2=(2–5)×200=400–1000обмин.
Назначаем согласно рекомендации [3] nс=1000обмин.
По величине требуемой мощности электродвигателя Рпотр. (с учетом что Рэл.дв.≥Рпотр.) и синхронной частоте вращения вала nс выбираем электродвигатель [3]:
синхронная частота вращения nс= ..обмин
асинхронная частота вращения n1= ..обмин.
Рис. 1. Эскиз электродвигателя.
По расчетному значению передаточного числа выбираем стандартное значение с учетом погрешности из ряда передаточных чисел [4]. Принимаем uст.=
Частота вращения входного вала n1= ..обмин.
Частота вращения выходного вала n2= ..обмин.
Крутящий момент на колесе выходного вала:
Крутящий момент на шестерне входного вала:
РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.
1. Проектировочный расчет.
Выбор материала колес.
По рекомендациям [1] выбираем для изготовления шестерни и колеса материал–Сталь .. с термообработкой–
НB=269 302НB=235 262
Определяем допускаемые контакты напряжения для зубьев шестерни и колеса [2]:
Например: sHlim=2×HB+70.
SH–коэффициент безопасности; для зубчатых колес с однородной структурой материала и твердость поверхности зубьев HB350 рекомендуется SH=11 [3];
ZN–коэффициент долговечности; для передач при длительной работе с постоянным режимом нагружения рекомендуется ZN=1 [3].
Окончательно за допускаемое контактное напряжение принимается [1] меньшее из двух значений допускаемых контактных напряжений колеса и шестерни [sН]2 и [sН]1:[sН]=[sН]2.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев [3].
где Епр–приведенный модуль упругости материалов колес; для стальных колес можно принять Епр=2×105МПа [3];
yba–коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; для колес расположенных симметрично относительно опор рекомендуется ba=02–04 [3];
КHb–коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям.
Для определения коэффициента КHb необходимо определить коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра bd [3]: bd=05×ba×(u±1)=
По графику рисунка .. [1] с учетом расположения передачи относительно опор при твердости НВ350 по величине коэффициента bd находим: КHb=
Вычисляем межосевое расстояние:
Для редукторов межосевое расстояние округляем по ряду стандартных межосевых расстояний [4] или ряду Ra40 [3].
Определяем модуль передачи.
m=(001–002)×аW=(001–002)×120=12–24мм.
По ряду модулей [4] из полученного интервала назначаем стандартное значение модуля: m=2мм.
Определяем число зубьев шестерни и колеса.
Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем из формулы: аW=m×(z1+z2)2;
отсюда z=2×аWm= ..; принимаем z=
Число зубьев шестерни: z1=z(u±1)= ..
Для устранения подрезания зубъев z1≥zm для прямозубого зацепления zmin=17 [4]. Принимаем z1=
Число зубьев колеса: z2=z-z1=.. Рекомендуется z2100 [2].
Уточняем передаточное число.
Определяем фактическое передаточное число по формуле:
Погрешность значения фактического передаточного числа от расчетного значения:
Условие точности проектирования выполняется.
За передаточное число редуктора принимаем uфакт=
Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса.
Для колес нарезанных без смещения инструмента:
диаметры начальных окружностей
угол зацепления и угол профиля
делительные диаметры
диаметры вершин зубьев
ширина зубчатого венца
ширина венца шестерни и колеса
b1=b2+(3–5)= Принимаем b1= ..мм.
проверяем величину межосевого расстояния
Условие прочности по контактным напряжениям: sН[sН]
Определяем расчетное напряжение.
где КHV–коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям.
Для определения коэффициента необходимо определить окружную скорость колес:
По величине окружной скорости назначаем степень точности передачи– .. [3].
По таблице .. [3] с учетом твердости поверхности (НВ350) типа передачи (прямозубая) степени точности ( ) находим КHV=
Вычисляем величину напряжения: sН= .
Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
Сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым контактным напряжением:
Условие прочности выполняется
Определяем недогрузку передачи:
Условие экономичности проектирования выполняется.
Условие прочности по контактным напряжениям: sF[sF]
Определяем усилия в зацеплении.
Определяем допускаемые напряжения изгиба [2]:
sFlim1=18×HB1= ..МПа
sFlim2=18×HB2= ..МПа.
SF–коэффициент безопасности; в зависимости от вида термообработки материала колес и твердости поверхности зубьев принимаем SF= .. [3];
YA–коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки; для нереверсивных передач YA=1;
YN–коэффициент долговечности; для передач работающих при длительной постоянной нагрузке рекомендуется YN=1 [3].
Вычисляем величины допускаемых напряжений:
Определяем расчетное напряжение для колеса [2]:
где YF2–коэффициент формы зуба; определяем по графику .. [4] в зависимости от коэффициента смещения (х=0–без смещения) и числа зубьев колеса z2= .. (или по таблице [3]); значение YF2= ..;
КF–коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба; по графику рисунка .. [3] с учетом расположения передачи относительно опор при твердости НВ350 по величине коэффициента bd находим: КFb= ..;
КFV–коэффициент динамической нагрузки; по таблице .. [3] с учетом твердости поверхности (НВ350) типа передачи (прямозубая) степени точности ( ) находим КFV=
Вычисляем величину напряжений изгиба колеса: sF2= .
Определяем расчетное напряжение для шестерни [2]:
где YF1–коэффициент формы зуба; определяем по графику .. [4] в зависимости от коэффициента смещения (х=0) и числа зубьев шестерни z1= .. значение YF2=
Составление расчетных и допускаемых напряжений изгиба.
Сравниваем расчетные напряжения изгиба с допускаемыми напряжениями изгиба
Условие прочности выполняется.
РАСЧЕТ ШЕСТЕРНИ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Определяем допускаемые напряжения изгиба.
Для шестерни выбираем тот же материал что и для шестерни закрытой цилиндрической пары– .. термообработка– При этом сохраняются и допустимые напряжения: [sF]3= ..МПа.
Задаем передаточное число для конической передачи: uотк.=2 [2].
Определяем модуль конической прямозубой шестерни.
Модуль зацепления в среднем сечении зуба конического колеса [3]:
где YF3–коэффициент формы зуба; определяем по графику .. [4] в зависимости от коэффициента смещения (х=0) и эквивалентного числа зубьев прямозубого цилиндрического колеса zV3=z3cos3 где 3–угол делительного конуса шестерни: ctg3=u.
Отсюда 3= .. zV3= .. значение YF3= ..;
КF–коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба; рекомендуется КF=11–12;
bm–коэффициент ширины относительно модуля передачи; рекомендуется bm=bWmm10 [3];
Определяем величину среднего окружного модуля: mm=
Определяем геометрические параметры.
делительный диаметр в среднем сечении зуба
среднее конусное расстояние
внешнее конусное расстояние
модуль зацепления на внешнем торце
внешний делительный диаметр
Условие прочности по контактным напряжениям: sF3[sF]3
Определяем усилия на конической шестерни.
Определяем расчетное напряжение [2]:
где КFV–коэффициент динамической нагрузки; по таблице .. [3] находим КFV=
Статическое исследование редуктора.
Минимально необходимый диаметр вала из условия прочности на кручение:
где Т–крутящий момент на валу (Н×мм);
[К]–допускаемое напряжение на кручение (Нмм2); рекомендуется [К]=12–15МПа; меньшие значения [К] принимаются для быстроходных валов большие–для тихоходных;
Ведущий вал (быстроходный).
Ведомый вал (тихоходный).
Здесь dП–диаметр вала под подшипник и уплотнение (dУ):
dП=d+2×t где t–высота заплечника (буртика); определяется по табл. ..[1] от величины d;
dБП–диаметр буртика под подшипник (равный посадочному диаметру под колесо dK):
dБП=dП+32×r где r–координата фаски; определяется по табл. ..[1] от величины dП.
Определяем диаметральные размеры валов.
Так как быстроходный вал приводится во вращение электродвигателем через стандартную муфту то необходимо согласовать выходной конец вала с валов электродвигателя т.е.
d1=(08–10)×d1эл.дв.=(08–12)×32=256–384мм
Окончательно из двух условий диаметр выходного конца вала принимаем d1=26мм.
dП1=d+2×t=26+2×35=33мм; принимаем dП1=35мм.
dБП1=dП1+32×r=35+32×25=43мм; принимаем dБП1=45мм.
; принимаем d2= ..мм.
dП2=d2+2×t= ..мм; принимаем dП2= ..мм.
dБП2=dK2 =dП2+32×r= ..мм; принимаем dK2= ..мм.
2. Подбор подшипников.
По рекомендациям [13] назначаем тип серию и схему установки подшипников:
ведущий вал–шариковые радиальные легкой серии; схема установки «враспор»; по посадочному диаметру dП1= ..мм выбираем подшипник № 2 ..;
ведомый вал–роликовые конические типа 7000 легкой серии; схема установки «враспор»; по посадочному диаметру dП2= ..мм выбираем подшипник № 72
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА.
1. Расчет элементов корпуса
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты их от загрязнения организации системы смазки а также восприятия сил возникающих в зацеплении редукторной пары подшипниках открытой передаче.
В проектируемом редукторе принята конструкция разъёмного корпуса состоящего из крышки и основания корпуса. Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной передачи и кинематической схемой редуктора.
В малонагруженных редукторах (Т2500Н×м) толщины стенок крышки 1 и основания корпуса можно принять одинаковыми [1]: . Принимаем = ..мм.
Ориентировочные соотношения основных размеров корпуса и его крепежных деталей приведены в таблице и выбираются по рекомендациям [15]:
Эмпирическое соотношение
Высота фланца корпуса редуктора
Высота фланца крышки редуктора
Наружный диаметр бобышки
Диаметр стяжного болта (винта)
Ширина фланца в месте установки стяжных болтов (винтов)
Диаметр фиксирующих штифтов
Диаметр фундаментных болтов
Высота лапы фундаментного болта
Форма зубчатого колеса зависит от его габаритных размеров от серийности производства. Для колес изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве рекомендуется простая форма. В одноступенчатых редукторах колеса можно выполнять со ступицей выступающей в обе стороны.
Определяем конструктивные размеры цилиндрического прямозубого колеса.
длина ступицы (предварительно)
dст=(15–155)×dК= ..мм; принимаем dст= ..мм
ширина торцев зубчатого венца
S=22×m+005×b2= ..мм; принимаем S= ..мм
фаски на торцах зубчатого венца
f=(05–06)×m= ..мм; принимаем f= ..мм
угол фаски на торцах: при НВ350–αФ=45º
В месте посадки зубчатого колеса.
По диаметру dK= ..мм подбираем размеры призматической шпонки (ГОСТ 23360-78): b= ..мм и h= ..мм.
Длину шпонки выбираем по ступице колеса: l=lст.-(5–10)мм. Из стандартного ряда длин шпонок выбираем размер l= ..мм.
Шпонка 14х9х40 ГОСТ 23360-78
Проводим осевую линию вала.
Вычерчиваем зубчатое колесо в соответствии с геометрическими размерами.
Для предотвращения задевания поверхностей вращающегося колеса за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с зазором D=8–10мм.
Вычерчиваем ступени вала в соответствии с геометрическими размерами di.
На соответствующих ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам в соответствии со схемой установки.
Определяем точку приложения консольных сил. Вычерчиваем коническую шестерню по геометрическим размерам. На делительном диаметре в среднем сечении dm3 отметим точку приложения усилий от шестерни.
УТОЧНЕННЫЙ (ПРОВЕРОЧНЫЙ) РАСЧЕТ ВАЛОВ.
1. Выбор расчетной схемы вала. Определение опорных реакций построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Расчетная схема ведомого вала.
Расчетная схема ведомого вала представляет собой двухопорную балку нагруженную силами возникающими в зацеплении на колесе закрытой передачи и на конической шестерни открытой передачи.
Эпюры изгибающих моментов строят в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Для построения эпюры суммарного изгибающего момента используется зависимость где MZ и My–изгибающие моменты в сечении по плоскостям.
Определение реакций в опорах
Реакции в опорах определяют из условия равновесия вала составляя уравнения статики Правильность определения реакций проверяют с помощью уравнения .
Суммарные реакции в опорах:
Построение эпюр изгибающих моментов
Внутренние изгибающие моменты в поперечных сечениях на каждом участке вала определяют методом сечений составляя уравнения равновесия .
II: 0х2b; МZ=RAy×(a+
при МZ=RAy×(a+b)-Fr2×b= ..
при МZ=-Fa3×dm32= ..;
при МZ=Fr3×c-Fa3×dm32= ..
II: 0х2b; Мy=RAz×(a+
при Мy=RAz×(a+b)+Ft2×b= ..
Построение эпюры крутящих моментов
Опасное сечение в опоре В:
2. Определение запаса прочности вала.
При расчёте коэффициента запаса усталостной прочности принимают что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу а напряжения кручения по отнулевому. Выбор отнулевого цикла для напряжений кручения основан на том что большинство валов передает переменные по значению но постоянные по направлению вращающие моменты.
Выбор материала вала [1].
Материал вала– ..; термообработка– ..; предел прочности по изгибу–sВ= ..МПа; предел прочности по кручению–tВ= ..МПа.
Пределы выносливости определяем по формулам [4]:
s-1=(04–05)×sВ= ..МПа;
t-1=(02–03)× tВ= ..МПа.
Определяем коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости: ys= ..; yt = .. .
Определяем амплитудные и средние значения напряжений.
Определяем факторы влияющие на усталостную прочность [1 5].
масштабный фактор Кd= ..
фактор шероховатости поверхности КF= ..
коэффициент концентрации напряжений при изгибе К= ..
коэффициент концентрации напряжений при кручении К= ..
Определяем запас прочности.
Прочность вала обеспечена.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ.
Расчет производим для опор ведомого вала ведем в которых установлены подшипники № 72 Требуемый ресурс подшипников–LhЕ= ..ч.
Параметры подшипника № 72 .. [6]
Определяем осевые силы в опорах.
внутренние осевые силы
SA=083×e×FrA=083×e×RA= ..
SВ=083×e×FrВ=083×e×RВ= ..
осевые силы в опорах
Определяем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.
Определяем долю осевой нагрузки в зависимости от параметра осевого нагружения с учетом вращения одного из колец подшипника. При вращение внутреннего кольца подшипника–коэффициенте вращения V=1.
>e; по табл. .. [6]: X=04; Y= ..
e; по табл. .. [6]: X=1; Y=0
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.
где КT–температурный коэффициент; принимаем КT=1 [1];
Кб–коэффициент безопасности; принимаем Кб=13 [1];
Наиболее нагруженной является опора .. .
Определяем ресурс подшипника.
где а1–коэффициент надежности; принимаем а1=1 [3];
а2–обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации; принимаем а2=1 [3];
p=333–для роликоподшипников [5];
n–частота вращения внутреннего кольца; n=n2.
Ресурс подшипника обеспечен.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.
Условие прочности по напряжениям смятия:
где Т–передаваемый вращающий момент;
для шпонки со скругленными торцами [1];
[sсм]–допускаемое напряжение на смятие; рекомендуется [sсм]=100–120МПа [6].
1. Выбор сорта смазки определение объема масляной ванны назначение способа контроля и уровня смазки зубчатых колес.
В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 03 до 125мс. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
Выбираем сорт смазки.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях тем большей вязкостью должно обладать масло чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.
По окружной скорости колеса ведомого вала V2= ..мсек и контактному напряжению [sН]=463МПа выбираем требуемую вязкость масла– Сорт масла выбираем с учетом требуемой вязкости–индустриальное И- ..А.
Определяем объем масляной ванны.
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну: m≤hM≤025×d2. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо тем на большую глубину оно может быть погружено. Учитывая что окружная скорость невысока а схема редуктора горизонтальная принимаем hМ= ..мм.
Объем масляной ванны
Объем масляной ванны составил ..л.
Способ контроля уровня смазки зубчатых колес.
Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить жезловый маслоуказатель. Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла а на крышке редуктора–отдушина для снятия давления в корпусе появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе.
Подшипники смазывают той же смазкой что и детали передач. При картерной смазке подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V>1мс брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.
ДунаевП.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. П.Ф.Дунаев О.П.Леликов – М.: Издательский центр «Академия» 2003. – 496с.
Расчет зубчатых передач: Методические указания к выполнению курсового проектирования по дисциплине «Прикладная механика»Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост.: А.А.Сидоренко Р.Г.Ахматвалиев Х.Ш.Газизов. – Уфа 2006. – 35с.
Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора. Учебное пособиеМ.Ш.Мигранов О.Ф.Ноготков А.А.Сидоренко Л.Ш.Шустер. – М.: Изд-во МАИ 2005. – 125с.
ИвановМ.Н. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов. М.Н.Иванов В.А.Финогенов – М.: Высш. шк. 2003. – 408с.
ЧернилевскийД.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: Учебное пособие для студентов вузов. – 2-е изд. испр. – М.: Машиностроение 2002. – 560с.
Подшипники качения и свободные детали: Каталог сост. Л.Г.Бердышева; ред. Л.П Носова; ВНИИТЭМРИКФ «Каталог». Ч.2 – 2003. – 122с.
Оформление графической и текстовой частей курсового проекта: Методические указания к курсовому проекту по прикладной механикеУфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост.: А.А.Сидоренко С.С.Прокшин В.А.Федоров. – Уфа 2004. – 29с.
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78