Допускаемые напряжения 2 страница

центров к оси колеса и тангенциальной (окружной), направленной по касательной к

делительным окружностям шестерни и колеса в точке контакта зубьев.


Рис. 2.3

Силы, действующие со стороны колеса 4 на шестерню 3 F_n3, F_t3, F_r3 из условия

равновесия соответственно равны силам, действующим со стороны
шестерни 3 на колесо 4 F_n4, F_t4, F_r4.

Окружные силы

Радиальные силы F_r3 = F_r4 = F_t3 ∙ tgα
Угол зацепления α всегда принимается равным 20^о (α = 20^о).

2.2.10 Итоговая таблица параметров зубчатых колес

Для удобства дальнейших расчетов и компоновки редуктора основные параметры и

размеры зубчатых колёс следует свести в таблицу. Примерная форма таблицы

приведена ниже.

Таблица 2.12 Параметры зубчатых колес

2.3 ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

На этапе эскизного проектирования решаются три основные задачи:
1. Подбор и размещение в пространстве деталей и узлов редуктора, обеспечивающее их эффективную работу, исходя из получения минимальных габаритов изделия

(компоновка редуктора);
2. Получение исходных данных к расчету валов, подшипников, соединений и т.д.;
3. Компоновку можно рассматривать как первый этап (черновик) чертежа общего

вида редуктора, когда после примерного определения габаритов, решаются вопросы о

необходимом количества видов, разрезов, сечений и их рациональном размещении на

поле чертежа.

2.3.1 Компоновка редуктора

Компоновочный чертеж выполняется на миллиметровой бумаге. Учитывая схему

редуктора, наибольшую информацию об относительном расположении деталей несет вид изделия «сверху» со снятой крышкой с разрезом по осям валов, именно в этой проекции следует компоновать детали редуктора. Выбор размера (номера) формата,

на котором следует выполнять компоновку, определяется размерами редуктора. На
данном этапе проектирования определиться с габаритами редуктора сложно. Можно
рекомендовать выполнять компоновку на формате А2 (594х420) мм, если межосевое расстояние передачи а₃₄ не более 160 мм. При больших межосевых расстояниях удобнее использовать формат А1 (594х841) мм. Компоновку желательно выполнять в масштабе
1:1. Контуры зубчатых колёс прочерчиваются по результатам геометрического расчета

передачи (табл. 2.12).


2.3.1.1 Контурное вычерчивание передачи

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную штрихпунктирную линию – ось симметрии редуктора (линия
с–с рис. 3.1). Проводим перпендикулярно с–с две штрихпунктирные линии –
оси входного и выходного валов на расстоянии равном межосевому расстоянию

передачи а₃₄. Относительно горизонтальной оси симметрии редуктора откладываем

ширину колеса b₄ и шестерни b₃, относительно осей валов откладываем делительные

диаметры шестерни d₃ и колеса d₄ (рис. 3.1). Вычерчиваем упрощенно контуры

шестерни и колеса, ограничивая их делительными диаметрами. В месте зацепления образующие делительных цилиндров шестерни и колеса должны совпадать.

Рис. 3.1

В соответствии с расчетами проводим образующие цилиндров вершин зубьев

(диаметры d_a3и d_a4) и образующие цилиндров впадин (диаметры d_f3и d_f4). Чтобы

поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок

корпуса, между ними оставляют зазор а, мм
, (3.1)
где L – габаритный размер передачи.
Размер L измеряется на компоновке или рассчитывается как
L = 2 ∙ а₃₄ + 2 т. (3.2)
Отложив от поверхностей колес зазор а проводим по контуру линию,
соответствующую внутренним поверхностям стенок корпуса. Расстояние между

внутренней поверхностью стенки корпуса и поверхностью вершин зубьев шестерни в дальнейшем (после прочерчивания подшипников) может
быть увеличено.


2.3.1.2 Ориентировочный расчет валов

Валы в редукторе являются зависимыми (вспомогательными) деталями, их

проектирование – не самостоятельный процесс, а увязывается с процессом
проектирования (компоновки) редуктора в целом. На данном этапе составить
корректную расчетную схему и рассчитать диаметры валов используя методы
сопротивления материалов невозможно, так как неизвестны осевые размеры
участков валов. С другой стороны, определить осевые размеры невозможно не зная

диаметральных. По этой причине проектирование вала осуществляют в два или три

этапа, последовательно уточняя расчетную схему. На этапе ориентировочного расчета, имея минимальную информацию, о нагруженности и размерах вала, из условия

статической прочности на кручение обычно определяют диаметры выходных концов

валов. После согласования значения диаметров выходных концов со стандартом и

сопряженными элементами (двигатель, муфта), на основании принятого аналога или типовой схемы вала, прорабатывают его конструкцию, определяя по рекомендациям
диаметры всех участков. Аналог конструкции или прототип вала выбирают в
результате анализа чертежей типовых редукторов [10] или по рекомендациям

пособий [1, 6, 7, 8, 9, 10]. В качестве аналогов входного и выходного валов для данного

редуктора можно использовать конструкции приведенные на рис. 3.2 и 3.3.

Ориентировочный расчет вала 2-3 (входного).

Предварительные значения диаметров выделенных участков вала можно определить

по следующим формулам:
Диаметр выходного участка вала

(3.3)

Рис. 3.2 Типовая конструкция входного вала.

Выходные концы валов стандартизованы. Стандарты предполагают два типа

выходных концов валов: цилиндрические ГОСТ 12080-66 и конические ГОСТ 12081-72, и двух исполнений: длинные и короткие. Конические хвостовики эффективнее и удобнее в эксплуатации, цилиндрические более просты в изготовлении. Упрощая решение задачи можно принять короткие цилиндрические выходные концы валов, их

параметры приведены в табл. 3.1.
Параметры конических концов валов можно выбирать по [1, 4, 7].
Вычислив по формуле 3.3 минимальное значение диаметра, согласовываем его с ГОСТ,

принимая ближайшее большее значение из ряда диаметров табл. 3.1. В пояснительной

записке следует зафиксировать принятый диаметр и длину выходного конца вала.
Диаметр буртика
d_б3 = d_в3 + 2 t, (3.4)
где d_в3 – согласованный с ГОСТ диаметр хвостовика; t – рекомендуемая высота
буртика (табл. 3.1).
Диаметр участка под подшипником
d_п3 ≥ d_б3 (3.5)

Учитывая, что параметры подшипников выбираются только по стандартам, а

диаметры посадочных отверстий подшипников в диапазоне d = 20…500 мм могут

быть только кратными 5. Следует принять значение d_п3ближайшее большее от d_б3

кратное 5. Для упрощения конструкции вала можно увеличить и значение d_б3,

окончательно приняв d_п3 = d_б3.
Таблица 3.1 Концы валов цилиндрические, мм

Диаметр буртика под подшипник
d_бп3 = d_п3 + 3 r, (3.6)
где r – радиус галтели у подшипника, мм.
Предварительное значение r принимается обычно в зависимости от диаметра участка вала d_п.
При d_п = (25…30) мм – r = 2 мм;
d_п = (35…40) мм – r = 2,5 мм;
d_п = (45…55) мм – r = 3 мм;
d_п = (60…75) мм – r = 3,5 мм.

Рассчитанное по формуле (3.6) значение d_бп3 округляем до ближайшего большего

целого числа миллиметров.
Для удобства нарезания зубьев шестерни рекомендуется обеспечить условие:
d_бп3 < d_f3,
где d_f3 – диаметр впадин шестерни.
При конструировании вала предполагалось, что шестерня выполняется заодно целое с валом.


Ориентировочный расчет вала 4 (выходного)

В качестве аналога можно принять конструкцию вала, показанную на
рис. 3.3.
Диаметр выходного участка вала

3 , мм

Решив вопрос о типе хвостовика, принимаем ближайшее большее значение диаметра из стандартного ряда.Если хвостовик цилиндрический, можно воспользоваться табл. 3.1.
Диметр буртика
d_б4 = d_в4 + 2 t.
Величину t принимаем из табл. 3.1 в зависимости от значения d_в4.
Диаметр участка под подшипником
d_п4 ≥ d_б4.
Принимаем ближайшее большее кратное 5. По аналогии с валом входным, можно

окончательно принимать d_б4 = d_п4 .

Рис. 3.3 Типовая конструкция выходного вала

Диаметр участка под колесом
d_к4 = d_п4 + (2…5) мм
Округляем до ближайшего целого, лучше четного числа миллиметров.
Диаметр буртика под колесо
d_бк4 = d_к4 + 3 f,
где f – размер фаски посадочного отверстия колеса.
Обычно размер фаски назначают из стандартного ряда в зависимости от диаметра

участка вала или отверстия. Так для диаметра:
d = (20…30)мм – f = 1,0мм;
d = (32…44)мм – f = 1,2мм;
d = (45…50)мм – f = 1,6мм;
d = (52…65)мм – f = 2,0мм;
d = (67…85)ммf = 2,5мм.

Приняв величину f, вычисляем значение d_бк4 и округляем его в большую сторону до

целого числа миллиметров.
Диаметр буртика под подшипник
d_бп4 = d_п4 + 3 r.
Величина r принимается по рекомендациям, данным при проектировании входного вала. Удобно, когда значения d_бп4 и d_бк4 – совпадают. Если разница
между рассчитанными диаметрами не превышает 3 мм можно принять их
одинаковыми, равными большему размеру (принять d_бк4 = d_бп4).


2.3.1.3 Выбор подшипников

Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей, они воспринимают

нагрузки, действующие на валы, и обеспечивают требуемое положение оси вращение валов в процессе работы. По виду трения различают подшипники скольжения и

качения. В зависимости от характера воспринимаемой нагрузки различают подшипники:
радиальные, воспринимающие в основном радиальную нагрузку; радиально-упорные,
воспринимающие радиальную и осевую нагрузки; и упорные, воспринимающие осевые
нагрузки. В проектируемом редукторе с прямозубыми колесами осевых сил в

зацеплении, как известно, не возникает, поэтому следует использовать радиальные подшипники. Наиболее дешевыми и удобными в эксплуатации являются подшипники

шариковые радиальные однорядные (рис. 3.4). Большинство широко применяемых подшипников стандартизованы, их параметры принимают по ГОСТ в зависимости от
диаметра посадочного отверстия d. Подшипники с одним и тем же диаметром

посадочного отверстия могут иметь различные серии, отличающиеся величиной

наружного диаметра D, шириной В и нагрузочной способностью. Нагрузочная

способность подшипника характеризуется двумя показателями: динамической

грузоподъемностью С_r, кН и статической грузоподъемностью С_оr, кН.

Рис. 3.4 Эскиз шарикового радиального однорядного подшипника.

Наибольшее распространение имеют подшипники легкой и средней серий.
Основные характеристики шариковых радиальных подшипников приведены в табл. 3.2. Более подробные сведения и информацию о других типах подшипников можно найти в [1, 4, 6, 9, 10].

Таблица 3.2 Подшипники шариковые радиальные однорядные (из ГОСТ 8338-75)

Пример полного обозначения подшипника 209: «Подшипник 209 ГОСТ 8338-75».

Выбрав подшипники к проектируемому редуктору, следует после краткого обоснования привести в пояснительной записке эскиз, основные характеристики и полное обозначение подшипников. Характеристики выбранных подшипников удобно свести в таблицу, примерная форма которой приведена ниже. Таблица 3.3 Характеристика подшипников, мм

2.3.1.4 Эскизное проектирование редуктора

Задача данного этапа проектирования состоит в том, чтобы «наложить» предварительно спроектированные валы и подшипники на вычерченные ранее на миллиметровке

(рис. 3.1) контуры передачи и редуктора, определив при этом осевые размеры

участков валов. Вычерчивая валы на компоновке необходимо, прежде всего, обратит внимание на положение подшипников, решив предварительно вопрос их смазывания. Принято считать [1], если скорость в зацеплении V₃₄ (формула 2.32) более 1 м/сек, то

подшипники могут смазываться за счет разбрызгивания зубчатым колесом масла,

заливаемого в редуктор. Подшипники при этом следует располагать как можно ближек зубчатым колесам, торец подшипника можно совмещать с внутренней поверхностьюстенки корпуса. Если окружная скорость в зацеплении V₃₄ менее 1м/сек,то разбрызгивание масла будет недостаточно интенсивным для смазки подшипников; их следует сместить вглубь подшипникового узла примерно на 10 мм от внутренней поверхности стенки

корпуса. В зазор устанавливаются мазеудерживающие кольца, а подшипниковые узлызаполняются пластичным смазочным материалом [1]. Вычерчивая валы на компоновке, (рис. 3.5) будем располагать подшипники у внутренней поверхности стенки.

Шестерню выполняем заодно с валом, колесо – съемное. Участки вал-шестерни от торца шестерни до торца подшипника выполняем диаметром d_бп3, под

подшипниками – диаметром d_п3, выходной конец – диаметром d_в3. На выходном валу: участок под колесом выполняем диаметром d_к4, от колеса до подшипника, с одной стороны − d_бк4, с другой − d_п4 и устанавливаем

распорную втулку между колесом и подшипником, обеспечивающую взаимную

осевую фиксацию колеса и подшипника. На данном этапе нет возможности точно

определить положение буртиков хвостовиков, предварительно можно принять

l₁₃ ≈ 1,5 d_п3
и l₁₄ ≈ 1,5 dп4. Длины выходных концов валов l₃ и l₄ должны соответствовать

стандарту и принимаются по табл. 3.1, предпочтительно применение коротких хвостови

ков.

2.3.1.5 Проектирование фланцев корпуса

Определяем толщину стенки корпуса δ

δ ≥ 0,025 а₃₄ + 1 мм (3.15)
По технологическим соображениям из условия получения отливки толщина стенки должна быть не менее 8 мм. Если расчетное значение δ оказалось меньше 8 мм –принимаем δ = 8 мм. Наружную поверхность стенки корпуса прочерчиваем на

компоновке штриховой линией по контуру редуктора (рис. 3.6).
Редуктор выполняется с разъемом по плоскости, в которой лежат оси валов,
состоит из двух частей крышки и основания корпуса. Соединение крышки и
основание, осуществляется с помощью фланца, опоясывающего редуктор. Во
фланце выполняются отверстия, в которые устанавливаются болты, после
затяжки гаек, жестко соединяющие крышку и основание, создавая цельную
конструкцию.
Размеры фланцев и положение отверстий под болты определяются в
зависимости от диаметра болтов. В редукторах обычно используют три
типоразмера стяжных болтов.
Болты диаметром d1, крепящие редуктор к раме или фундаменту
(фундаментные болты), устанавливаются в нижнем фланце основания корпуса
и на данном этапе компоновки не прочерчиваются. Диаметр фундаментных
болтов можно определить по эмпирической формуле: [4, 6].

d₁ ≥ (0,03…0,033) а₃₄ + 12 мм (3.16)

Болты выполняются, как правило, с метрической резьбой, диаметры резьбы

стандартизованы. Наружные диаметры наиболее распространенных резьб первого ряда (предпочтительного применения), могут иметь значение отмеченные в табл. 3.4.

Таблица 3.4 Диаметры болтов и размеры фланцев

Конкретное значение диаметра фундаментных болтов принимается как ближайшее

большее из стандартного ряда от рассчитанного по формуле (3.16). Диаметр болтов,

соединяющих крышку и основание редуктора у подшипников окончательно

d₂ ≥ (0,7…0,75) d₁; (3.17)

принимается как ближайшее большее из стандартного ряда.
Диаметр болтов, соединяющих крышку и основание редуктора в прочих
местах
d₃ ≥ (0,5…0,6) d₁ (3.18)

принимается как ближайшее большее из стандартного ряда.

Принятые значения диаметров болтов и обозначения резьбы записывается в

пояснительной записке.
В зависимости от диаметра болта, по табл. 3.4 принимается расстояние С от наружной

поверхности корпуса редуктора до центра соответствующего отверстия под болт и

расстояние К от наружной поверхности стенки до кромки фланца.
Намечаем вдоль длинной и короткой сторон редуктора линии, на которых должны лежатьцентра отверстий под болты (по размеру С₂ и С₃). Проводим линии соответствующиекромке фланца (по размеру К₂ и К₃) по контуру редуктора (рис. 3.6).
Отверстия под болты диаметром d₂ (у подшипников) должны располагаться как

можно ближе к подшипникам. Минимальное расстояние от поверхности отверстия

под подшипники до центра отверстия под болты должно быть не меньше диаметра отверстия под болты d₀₂. Обычно это расстояние принимают как (d₀₂ + 3 мм). Диаметры отверстий под болты должны быть несколько больше диаметра болтов
d_0i = di + (1…2) мм, (где i = 1…3).
Если между подшипниками во фланце два болта нет возможности разместить, то

можно установить один болт посередине.
Болты диаметром d₃ располагаются во фланце обычно с коротких сторон редуктора такимобразом, чтобы расстояние между болтами по периметру фланца было примерно

одинаковым.
После прочерчивания наружной кромки фланца можно окончательно определить

положение буртиков на хвостовиках, они должны отстоять от фланца на расстоянии

(10…15) мм.
Определив положение буртиков, окончательно вычерчиваем выходные концы валов,

учитывая, что их длина l₃ и l₄ принимается по стандарту (табл. 3.1).

2.3.1.6 Проектирование крышек подшипниковых узлов

Крышки подшипниковых узлов предназначены для герметизации корпуса редуктора,

изоляции подшипниковых узлов от внешней среды и, с другой стороны,

препятствуют вытеканию смазки из подшипниковых узлов и редуктора в целом.

Крышки закрывают сквозные отверстия под подшипники в корпусе и одновременно

служат упором для наружных колец подшипников, препятствуя осевому смещению

валов. В редукторах общего назначения в основном используют крышки двух типов: привертные (фланцевые) и закладные (врезные). Привертные крышки фиксируются на корпусе с помощью винта, они более сложны в изготовлении и используются обычно для
обеспечения регулировки зацепления и подшипников. Закладные крышки отличаются

простотой и особенно удобны в нерегулируемых редукторах.

Проектируя редуктор с цилиндрическими прямозубыми колесами и валами,

установленными на шариковых радиальных подшипниках можно использовать

закладные крышки. Все крышки, подшипниковых узлов, в том числе и закладные

могут быть глухими и сквозными. Глухие крышки полностью закрывают отверстие

под подшипник. Сквозные крышки устанавливаются на входных и выходных валах со

стороны хвостовиков, сквозь них проходят валы и отверстия для валов уплотняются целью обеспечения герметичности специальными устройствами. Типовые конструкци закладных крышек приведены на рис. 3.7.

Рис. 3.7 Крышки подшипниковых узлов: а) глухая; б) сквозная.

Основные размеры крышек принимаются в зависимости от диаметра посадочной

поверхности D (диаметра отверстия под подшипник). Основным параметром крышки обычно считают толщину стенки δ. Величину δ и прочие размеры можно принимать по следующим рекомендациям.
Диаметр D, мм до 62 мм 63…95 100…145 150…220
Толщина δ, мм 5 6 7 8
Ширина буртика S ≈ δ
Диаметр буртика D_б = D + S
Диаметр D₃ D₃ = D - 2δ
Ширина глухой крышки в ≈ 2δ
Толщина стенки сквозной крышки f ≈ 0,5δ.
Размеры выточки под уплотнение в сквозной крышке определяются размерами