Конструктивные размеры элементов цилиндрического зубчатогоредуктора

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 12Следующая ⇒

Зубчатая передача

Выписываем принятые значения параметров зубчатой передачи, мм:

– межосевое расстояние;

и – делительные диаметры шестерни и колеса;

и – диаметры вершин зубьев колес;

и – диаметры впадин зубьев колес;

– ширина зубчатого венца колеса;

– модуль зубчатой передачи.

Примечание.Вышеуказанные параметры – см. в соответствующих разделах расчета зубчатой передачи (глава 2, часть 1).

Рассчитываем остальные параметры:

– ширина зубчатого венца шестерни, мм:

(6.1)

Примечание. Значение конструктивной добавки рекомендуется выбрать так, чтобы величина получилась четным числом.

– длина ступицы зубчатого колеса. Для ступицы должны выдерживаться следующие соотношения:

=(0,8…1,5),(6.2)

где – диаметр вала под зубчатое колесо (см. раздел 6.1.3).

По конструктивной схеме №1, мм:

= + ,(6.3)

где – см. ниже.

– диаметр ступицы зубчатого колеса. Для стальных колес, мм:

=(1,5…1,55) . (6.4)

– радиальный зазор между зубьями колеса и внутренней поверхностью торцовой стенки корпуса: =8…15мм.

Уточненный расчет производим по формуле, мм:

= +3.(6.5)

Здесь – расстояние между внешними поверхностями вращающихся деталей, мм:

. (6.6)

Полученное значение округляем в бóльшуюсторону до целого числа, при этом значение должно быть в диапазоне (8…15) мм.Если <8 мм, то прини-

маем =8 мм. Параметры , , – см. выше.

– торцовый зазор между зубьями шестерни и поверхностями боковых стенок корпуса редуктора: принимаем =10мм.

– торцовый зазор между зубьями колеса и внутренними поверхностями боковых стенок корпуса, мм: = +(2…2,5). (6.7)

Примечание. Значение конструктивной добавки (2…2,5)мм равно половине конструктивной добавки, принятой при расчете (см. выше).

По формуле (6.3) рассчитываем длину ступицы .

6.1.2. Конструкция входного вала(индекс 1 по схеме №1)

На законцовке входного вала устанавливается: или ведомый шкив клиноременной передачи (задания 2.1 и 2.8), или муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) ГОСТ 21424-93 (задание 2.5).Предварительно оцениваем диаметр законцовки из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.

– диаметр концевой части вала, мм:

= , (6.8)

где – вращающий момент на входном валу редуктора, Н·м

( для задания 2.5; для заданий 2.1. и 2.8. Значения и – см. раздел 1.3, глава 1, часть 1;

– допускаемое касательное напряжение для входного вала:

= 12 МПа – для задания 2.5;

=18 МПа – для заданий 2.1 и 2.8.

Значение диаметра округляем в бóльшую сторону до величины, кратной 5, так, чтобы принятое значение было больше рассчитанного не менее, чем на 3 мм. Для заданий 2.1 и 2.8 принятое значение считаем окончательным,а для задания 2.5 – предварительным. Далее для задания 2.5 предварительное зна-чение согласовываем с диаметром вала электродвигателя (см.раздел 1.1, глава 1, часть 1), соединенного с входным валом редуктора муфтой МУВП. Согласование производим по таблице 6.1 следующим образом: а) если диаметр соответствует диаметру (находится с ним в одной строке), то предварительное значение принимаем заокончательное; б) если диаметр меньше мини-мального значения диаметров законцовки, соответствующих диаметру , то за окончательное принимаем это минимальное значение . Из таблицы 6.1 выписываем номинальный крутящий момент , передаваемый муфтой, и допуска-емое ею радиальное смещение входноговала редуктора относительно вала электродвигателя.

Таблица 6.1.

Диаметр валаэлектродвигателя, мм	Диаметр законцовки входного вала,мм	Номинальный крутящий момент муфты , Н·м	Допускаемое радиальное смещение валов , мм
22;24	20	63	0,2
28	25;30	125	0,3
32;38;42	35;40;45	250	0,3
48;55	45;50;55	710	0,4
60;65	50;55;60;65	1000	0,4

Например: 1. = 38 мм, рассчитанное значение =31,35 мм; в первом приближении принимаем = 35 мм. Так как = 35 мм соответствует = 38 мм, то оставляем значение = 35 мм как окончательное.

2. = 48 мм, рассчитанное значение = 35,39 мм; в первом приближении принимаем = 40 мм. Так как это значение не соответствует = 48мм, то за окончательное принимаем значение = 45 мм (минимальное значение из диаметров, соответствующих = 48 мм).

После определения принимаем решение о форме законцовки входного вала и выполняем ее эскиз: законцовку рекомендуется выбрать конусной (рис. 6.1, а) для диаметров = 25, 30, 35, 40, 45, 55, 70, 90 мм или цилиндрической (рис. 6.2) для диаметров = 16, 18, 19, 20, 50, 60, 65, 75, 80, 85, 95, 100, 105, 110 мм.

Рис. 6.1.

Для конусной законцовки из таблицы 6.2 выписываем следующие данные: . Проточка резьбы конусной законцовки должна быть выпол-нена по рис. 6.1,б, а из таблицы 6.3 для нее выписываются параметры: .

Таблица 6.2.

Размеры, мм

25	М16 1,5	60	42	5 5	3,0
30	М20 1,5	80	58	5 5	3,0
35	М20 1,5	80	58	6 6	3,5
40	М24 2,0	110	82	10 8	5,0
45	М30 2,0	110	82	12 8	5,0
55	М36 3,0	110	82	14 9	5,5
70	М48 3,0	140	105	18 11	7,0
90	М64 4,0	170	130	22 14	9,0

Примечания: 1. –ширина и высота шпонки.

2. Диаметр .

Таблица 6.3

Размеры, мм
Шаг резьбы	f	R	R₁		z
1,5	4,0	1,0	0,5	– 2,2	1,6
2	5,0	1,6	0,5	– 3	2,0
3	6,0	1,6	1,0	– 4,5	2,5
4	8,0	2,0	1,0	– 6,0	3,0

Примечание. Здесь – диаметр резьбы. Например, для = М20 1,5: шаг =1,5 мм, =20 – 2,2=17,8 мм; для = М36 3,0: шаг = 3,0 мм, =36 – 4,5 = 31,5 мм.

Для законцовки цилиндрической формы из таблицы 6.4. выписываем следу-ющие данные, мм: ; ; ; ; .

Рис. 6.2

Таблица 6.4

Размеры, мм

16	40	1,0	0,6	5 5
18,19	40	1,0	0,6	6 6
20	50	1,6	1,0	6 6
50	110	2,0	1,6	14 9
60;65	140	2,5	2,0	18 11
75	140	2,5	2,0	20 12
80;85	170	3,0	2,5	22 14
95	170			25 14
100;105;110	210			28 16

Примечание. – ширина и высота шпонки.

Рассмотрим следующий после законцовки участок вала, с которым контактирует манжета.

– диаметр вала под манжету [см.1, таблица 24.26, стр. 473, 474], мм:

= – для конусной законцовки вала;

= +(1…6)– для законцовки цилиндрической формы.

По выписываем параметры манжеты, выполняем эскиз и указываем обозначение манжеты по ГОСТ, при этом значение диаметра должно быть кратным 5.

Например: 1. Для цилиндрической законцовки, имеющей =18 мм Þ =18+2=20 мм. Условное обозначение манжеты типа 1, исполнения 1 (с механически обработанной кромкой) для вала диаметром 20 мм, с наружным диаметром 40 мм из резины 2 группы (на основе бутадиен-нитрилакрилового каучука): «Манжета1.1–20 40–2 ГОСТ 8752-79».

2. Для цилиндрической законцовки = 50 ммÞ =50+5=55 мм:«Манжета1.1–55 80–2 ГОСТ 8752-79».

На следующем участке расположен опорный подшипник входного вала.

– диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника , мм:

= , при этом значение должно быть кратным 5.

По диаметру производим выбор шарикоподшипника серии диаметров 2 (легкой серии) или серии диаметров 3 (средней серии):

· радиального, однорядного по ГОСТ 8338-75 [см.1, таблица 24.10, стр.459] – для прямозубой зубчатой передачи (задания 2.1 и 2.5);

· радиально-упорного с по ГОСТ 831-75 [см.1, таблица24.15,стр.464] – для косозубой зубчатой передачи (задание 2.8).

При выборе серии подшипника следует руководствоваться следующей рекомендацией:

, (6.9)

где – динамическая нагрузка на подшипник,Н;

и – окружная и радиальная силы в зубчатом зацеплении, Н (см. раздел 2.13, глава 2, часть1);

=7665 ч – заданный ресурс работы привода в часах (см. раздел 2.2, глава 2, часть1);

– частота вращения входного вала, об/мин (см. раздел 1.3, глава 1, часть1, при этом для задания 2.5; для заданий 2.1 и 2.8);

–коэффицент, учитывающий конструктивные особенности редуктора при работе в составе привода, при этом:

= 0,024 для задания 2.1,

= 0,073 для задания 2.5,

= 0,038 для задания 2.8;

– динамическая грузоподъемность подшипника,Н [см. для диаметра сначала легкой, а потом средней серии, добиваясь выполнения соотношения (6.9).В случае невыполнения этого условия необходимо перейти на следующий типоразмер подшипника, т.е. увеличить на 5 мм].

Выполняем эскиз выбранного подшипника и указываем его обозначение по ГОСТ.

Примечания: 1. При небольшом превышении над (не более 14 %) допускается вместо шарикоподшипников по ГОСТ 8338-75 применять роликоподшипники по ГОСТ 8328-75 тип 32000, имеющих те же габариты, но бóльшую грузоподъемность по сравнению с шарикоподшипниками. Это рекомендуется делать в тех случаях, когда необходимо выбрать подшипник легкой серии.

2. Для косозубой зубчатой передачи допускается применение радиально-упорного шарикоподшипника по ГОСТ 831-75 с .

3. Пример обозначения подшипника легкой серии с = 30 мм: радиального однорядного шарикоподшипника Þ «Подшипник 206 ГОСТ 8338-75»; радиально-упорного ( )шарикоподшипника Þ «Подшипник 46206 ГОСТ 831-75»; радиального роликоподшипника Þ «Подшипник 32206 ГОСТ 8328-75».

Для выбранного подшипника выписываем следующие данные: .

Принимаем, что конструктивно вал выполняется заодно с шестерней.

– диаметр буртика для упора подшипника, для которого должновыдер-живаться следующее соотношение:

, (6.10)

где – диаметр впадин зубьев шестерни (см. раздел 6.1.1).

Значение необходимо принять равным целому числу, кратному 2 или 5 и ближайшим к значению( ). При невыполнении соотношения (6.10), т.е. если , допускается выполнить буртик диаметром, удовлетворяющим только правой части соотношения (6.10), но разрешить при этом на поверхности буртика следы выхода инструмента для нарезания зубьев шестерни [см.1, рис. 5.15, а или б].

– длина буртика. По конструктивной схеме №1: = =10мм.

– ширина мазеудерживающего кольца: =8…14мм.

Принимаем предварительно =10 мм.

Посадки, применяемые при установке входного вала:

· посадка внутреннего кольца подшипника на вал –ø40k6 (для =40мм.)

· посадка наружного кольца в отверстие корпуса –ø80H7 (для =80мм).

6.1.3 Конструкция выходного вала(индекс 2 по схеме №1)

На законцовке выходного вала устанавливается: или звездочка конвейера (задание 2.1), или ведущая звездочка цепной передачи (задание 2.5), или муфта кулачково-дисковая (МКД) ГОСТ 20720-93 (задание 2.8). Предварительно оцениваемдиаметр законцовки вала из расчета только на кручение.

– диаметр концевой части вала, мм:

, (6.11)

где – вращающий момент на выходном валу редуктора, Н·м ( для задания 2.5, для задания 2.1 и для задания 2.8, см. раздел 1.3, глава1, часть1);

– допускаемое касательное напряжение для выходного вала:

=18 МПа для задания 2.5;

=30 МПа для заданий 2.1. и 2.8.

Значение диаметра округляем в большую сторону до величины, кратной 5, так, чтобы принятое значение было больше рассчитанного не менее, чем на 3 мм.

Форму концевой части вала рекомендуется принять конусной (рис. 6.1, ), если входит в число диаметров таблицы 6.2., и цилиндрической (рис.6.2), если входит в число диаметров таблицы 6.4. Для конусной законцовки необходимо выписать из таблицы 6.2 параметры: , , , , , ; а из таблицы 6.3 параметры проточки резьбы: Для цилиндрической закон-цовки из таблицы 6.4 необходимо выписать параметры: , , , , .

Для герметизации выхода вала из корпуса редуктора в крышке подшипникового узла (поз. 3 на конструктивной схеме №1) выполнена канавка, в которую устанавливается пропитанное специальной смесью уплотнительное сальниковое кольцо (сальник) [см. 3, стр. 94].

– диаметр вала под сальник, мм:

= – для конуснойзаконцовки вала;

= +5 – для цилиндрической законцовки.

На следующем участке расположен опорный подшипник выходного вала.

–диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника , мм: = .

· радиального, однорядного по ГОСТ 8338-75 [см. 1, таблица 24.10, стр. 459] – для прямозубой зубчатой передачи (задания 2.1 и 2.5);

· радиально-упорного с по ГОСТ 831-75 [см.1, таблица 24.15, стр. 464] – для косозубой зубчатой передачи (задание 2.8).

При выборе серии подшипника руководствуемся рекомендацией:

, (6.12)

где – динамическая нагрузка на подшипник, Н;

, и – см. расшифровку формулы (6.9) в разделе 6.1.2;

– частота вращения выходного вала, об/мин (см. раздел 1.3.,глава 1, часть 1, при этом для задания 2.5, для заданий 2.1 и 2.8);

– коэффициент, учитывающий конструктивные особенности редуктора при работе в составе привода, при этом:

= 0,077 для задания 2.1,

= 0,093 для задания 2.5,

= 0,04 для задания 2.8;

– динамическая грузоподъемность подшипника, Н [см. для диаметра сначала легкой, а потом средней серии, добиваясь выполнения неравенства (6.12)].

Примечание. Для косозубой передачи допускается применение радиально-упорного шарикоподшипника с углом .

Для выбранного подшипника указываем обозначение по ГОСТ и выписываем следующие данные: ; ; ; ; ; ; .

По конструктивной схеме №1 на валу устанавливается зубчатое колесо, вра-щающий момент от которого передается валу с помощью шпоночного соединения (рис. 6.3).

У стандартных шпонок размеры сечения и зависят от диаметра вала и подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают напряжения смятия, возникающие на боковых гранях шпонки.

– диаметр вала под зубчатое колесо, мм:

при этом конструктивная добавка (5…15)мм варьируется в зависимости

Рис. 6.3

Таблица 6.5

Размеры, мм
Диаметр вала	Сечение шпонки	Шпоночный паз				Допускаемая длина шпонки
		Глубина		Радиус закругления
		вал	втулка	не более	не менее
Св.22 до30	8 7	4,0	3,3	0,25	0,16	18…90
»30» 38	10 8	5,0	3,3	0,4	0,25	22…110
» 38 » 44	12 8	5,0	3,3			28…140
» 44» 50	14 9	5,5	3,8			36…160
» 50 » 58	16 10	6,0	4,3			45…180
» 58 » 65	18 11	7,0	4,4			50…200
» 65 » 75	20 12	7,5	4,9	0,6	0,4	56…220
» 75 » 85	22 14	9,0	5,4			63…250
» 85 » 95	25 14	9,0	5,4			70…280
» 95 » 110	28 16	10,0	6,4			80…320

Примечание. Размер брать из ряда:…32;36;40;45;50;56;63;70;80;90;100;110;125;140;160.

Обозначение шпонки, имеющей =16 мм, =10 мм, мм: «Шпонка ГОСТ 23360-78».

от значения , мм:

· (5…7) для ≤ 55;

· (8…12) для = 60…75;

· (13…15) для ≥ 80.

Параметры призматических шпонок исполнения 1 (с закругленными концами: ) по ГОСТ 23360-78 приведены в таблице 6.5.

По диаметру производим выбор призматической шпонки и из таблицы 6.5 выписываем следующие параметры: .

Определяем длину шпонки, используя соотношение:

мм, где – см. формулу (6.3) в разделе 6.1.1. Полученноезначение округляем в большую сторону до ближайшей стандартной величины (см. примечание к таблице 6.5) и указываем обозначение шпонки по ГОСТ (там же).

Проверяем шпонку по напряжению смятия, для чего определяем рабочую длину шпонки, мм:

Находим действующее напряжение смятия, МПа:

, (6.13)

где – вращающий момент на валу зубчатого колеса, Н·м [см. выше расчет по формуле (6.11)];

=100МПа – допускаемое напряжение смятия.

Примечание. При невыполнении соотношения (6.13) необходимо увеличить на (5…12)мм, произвести заново выбор шпонки и проверку ее на смятие, добиваясь выполнения указанного соотношения.

Конструктивная схема зубчатого колеса представлена на рис. 6.4[подробнее конструкцию цилиндрических зубчатых колес–см.1,раздел5.1].

Длину посадочного отверстия в ступице колеса, согласованную с длиной стандартной шпонки, см. выше. При этом для должны быть выдержаны соотношения (6.2),рекомендуемые в разделе 6.1.1: и = (0,8…1,5) , т.е. значение должно быть больше ширины зубчатого венца колеса и должно входить в диапазон (0,8…1,5) .

Диаметр назначают в зависимости от материаластупицы: так как зубчатое колесо выполнено из стали 40Х, то = (1,5…1,55) , при этом значение округляют до величины, кратной 2 или 5 и входящей в рассчитанный диапазон.

Ширину торцов зубчатого венца колеса принимают: , где и – см. раздел 6.1.1. Толщина диска должна удовлетворять соотношению: , где . В случае невыполнения соот-ношения допускается принимать: , при этом значение должно быть кратным 2 или 5 и входить в рассчитанный диапазон.

Наторцах зубчатого венца выполняют фаски = (0,5…0,6) , округляя их до ближайшего стандартного значения по таблице 6.6. На торцах отверстия в сту-пице под диаметр также выполняют фаски , величину которых принимают по таблице 6.6 в зависимости от значения . На прямозубых зубчатых колесах, а также на косозубых колесах при твердости рабочих поверхностей ≤ 350 НВ, фаски и выполняют под углом .