Дунаев, Леликов_Конструирование узлов и деталей машин_ 2004 (968760), страница 9
Текст из файла (страница 9)
Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 5 (см. рис. 2.15, б и г). При использовании программ расчета передач редукторов с одновременным выбором электродвигателя вычисления проводят при различных частотах вращения валов электродвигателей одной и той же мощности. Масса т, двигателя при этом тем меньше, чем выше частота вращения вала. Но необходимость реализации большего передаточного числа ир,„приводит к увеличению массы тр,„ редуктора. Поэтому оптимальным является вариант с минимальной суммарной массой привода т, = гп + тр а.
Глава 3 РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА После определения межосевых расстояний, размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции редуктора или коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки. 3.1. ДИАМЕТРЫ ВАЛОВ Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам: для быстроходного (входного) вала (рис.
3.1, а) «> (7" 8) ~Щ~ «п > 4+~1аил(~к0а)~ 4вп > 4п+3т; для промежуточного (рис. 3.1, б) дк > (6... 7) э~Тир ' пвк > пк + 37, пБп > пп + 3т', 4п = д — 3т (Исп.1), с~п < д (Исп. П); для тихоходного (выходного) (рис. 3.1, в) 4 > (5...6) от 4П > с" +21шп(1каа) ЫБП > 4П+3т "К > "БП. Для двухваловых коробок передач принимают: 4 > (6" 7) Яцек В приведенных формулах ТБ, Тпр, Тг — номинальные моменты, Н м. Ббльшие значения 4 и дк принимают для валов на роликоподшипниках, для валов шевронных передач и промежуточных валов соосных передач при твердости колеса выше 55 НЕС. Вычисленные значения диаметров округляют в ближайшую сторону до стандартных (см.
табл. 24.1). Диаметры концов быстроходного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов по табл. 24.27; 24.28 и с диаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива, звездочки, полу- муфты). ВысотУ 1„„,(1„,а) заплечика, кооРдинатУ т фаски подшипника и РазмеР 7фаски колеса принимают в зависимости от диаметра и' (мм): Примечание. Координата фаски сдана приближенно; точное значение Нп и гем.
в табл. 24. 10 — 24.19. На рис. 3.2 дан пример вычерчивания вала конической шестерни. Вершины делительных конусов и конусов впадин колеса и шестерни сходятся в точке «О» 1 он Ис Ис Рис. 3.1 8 ......17 — 22 24 — 30 32 — 38 1„а„,..... 3 3,5 3,5 У ............ 1 1 1, 2 40 — 44 45 — 50 3,5 4 2,3 2,3 2,5 3 1,2 1,6 52 — 58 60 — 65 4,5 4,6 2,5 2,7 3 3,5 2 2 67 — 75 80 — 85 90 — 95 5,1 5,6 5,6 2,7 2,7 2,9 3,5 3,5 4 2,5 2,5 3 пересечения осей. Для обеспечения постоянного по всей ширине радиального зазора между зубьями колеса и шестерни образующие внешнего конуса шестерни должны быть параллельны образующим конуса впадин колеса, а образующие внешнего конуса колеса — образующим конуса впадин шестерни.
Диаметры (мм) отдельных участков вала-шестерни определяют по соотношениям (рис. 3.2, а): и > 8з~Тв, А и+2й пп > Из' пвп пп+Зг, где Тв — вращающий момент на валу-шестерне, Н м; диаметр резьбы д~ = 4, + + (2... 4); дп и т — внутренний диаметр и координата фаски подшипника. Конструкцию вала в месте расположения шестерни и расстояние между подшипниками определяют прочерчиванием. Проводят под углом 5, линии — образующие делительного конуса шестерни, откладывают внешний делительный диаметр д,ь в точках пересечения восстанавливают перпендикуляры к образующим делительного конуса; откладывая размеры 1,2тм и гл„, формируют зубья на внешнем дополнительном конусе (т„— торцовый внешний модуль). Далее по размерам 4вп, 0,5т„и 0,4т„оформляют базовый для подшипника заплечик вала.
Параметры о, Т и С для построения конических роликовых подшипников принимают по табл. 24.16 — 24.18. От базового заплечика откладывают монтажную высоту Тподшипника, затем ширину Снаружного кольца (см. рис. 3.2). Для оформления поверхности контакта наружного кольца с роликом наносят точку с координатами 0,5С; 0,25Н, через которую проводят линию под углом о. В атой же точке восстанавливают перпендикуляр до его пересечения с осью вала: получают размеры а, и 1. Из условия обеспечения необходимой жесткости узла следует выдерживать соотношение 4п > 1,3а, и в качестве расстояния аз принимать большее из двух значений аз -- 2,5сч или аз = 0,61.
При больших передаточных числах (и > 3,15) коническая шестерня имеет малые размеры. Тогда упорный заплечик выполняют по рис. 3.2, б. Иногда ближний к шестерне подшипник применяют с большим диаметром посадочного отверстия, чем дальний (см. ниже рис.
7.40, 12.5; 12.6). 3.2. РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ ПЕРЕДАЧ Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а», мм (рис. З.З вЂ” 3.7): а- зЕ+3 (3.1) где Ь вЂ” расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм. Вычисленное значение а округляют в большую сторону до целого числа. В дальнейшем под а будем понимать также расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса. Рис.
3.3 Рис. ЗА Рис. 3.5 Рис. 3.6 Расстояние 6а между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов и коробок передач принимают: ба > За. Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме, принимают с = (0,3 ... 0,5) а. В двухступенчатых соосных редукторах между торцовыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние 1, между зубчатыми колесами определяют по соотношению 1, = За + В, + В2 (рис. ЗА). Здесь В1 и В2— ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов (см.
табл. 24.10 — 24.18). Расстояние а и Ьа в коническом (рис. 3.5) и червячном (рис. З.б) редукторах определяют по соотношениям, приведенным выше. Рис. 3.7 Расстояние (с между торцовыми поверхностями колес коробок передач (рис. 3.7) определяют по соотношению (с = 2,28+ 7", где 7"= 7... 10 мм. 3.3.
ВЫБОР ТИПА ПОДШИПНИКА На рис. 3.8 приведены эскизы подшипников, наиболее часто применяемых в практике машиностроения. На рис. 3.8, а, б, в показаны радиальные подшипники: шариковый однорядный, шариковый двухрядный сферический и с короткими цилиндрическими роликами. На рис. 3.8, г, д показаны радиально-упорные шариковый и роликовый подшипники, а на рис.
3.8, е — упорный шариковый подшипник. В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям. Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники (рис. 3.8, а). Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипники конические роликовые (рис. 3.8, д).
Конические и червячные колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники характеризует малая осевая жесткость. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических г д Рис. 3.8 50 и червячных колес применяют конические роликовые подшипники. Первоначально выбирают легкую серию. Для опор вала конической шестерни применяют по тем же сообра>кениям конические роликовые подшипники.
При высокой частоте вращения вала-шестерни (и ) 1500 мин ') применяют подшипники шариковые радиально-упорные (рис. 3.8, г). Первоначально также принимают легкую серию. Опоры червяка в силовых червячных передачах нагружены значительными осевыми силами. Поэтому в качестве опор вала червяка применяют в основном конические роликовые подшипники. При длительной непрерывной работе червячной передачи с целью снижения тепловыделения применяют также шариковые радиально-упорные подшипники.
Для опор плавающих валов шевронных передач применяют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами (рис. 3.8, в) первоначально также легкой серии. Обычно используют подшипники класса точности О. Подшипники более высокой точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких частотах вращения.
Применение подшипников более высоких классов точности повышает стоимость изделия. 3.4. СХЕМЫ УСТАНОВКИ ПОДШИПНИКОВ В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы в опорах от осевых перемещений. По способности фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах ограничено осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плавающей опоре осевое перемещение вала в любом направлении не ограничено.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
