39415

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ЗУБЧАТОГО РЕДУКТОРА

Книга

Производство и промышленные технологии

Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи . Геометрический расчет закрытой цилиндрической передачи.5 Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи . Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи .

Русский

2013-10-04

4.1 MB

101 чел.

 

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

Москва

Издательство МАИ

2005


Авторы:  М.Ш.Мигранов, О.Ф.Ноготков, А.А.Сидоренко,    

               Л.Ш. Шустер

ББК 34.446(Я7)

УДК 621.833-342(07)

Р 24

Р 24

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.

ISBN 5-7035-1266-2

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

Рецензенты:    -

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.

Р                                                             ББК 34.446(Я7)

ISBN 5-7035-1266-2

  Уфимский государственный

авиационный     технический    университет,  2002

  М.Ш.Мигранов,

О.Ф.Ноготков, А.А.Сидоренко, Л.Ш.Шустер, 2005

Содержание

ВВЕДЕНИЕ ………………………………………………………………

5

1.///

РАСЧЕТ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА ……………………………………………………………….

8

1.1.

Определение требуемой мощности двигателя …………………

9

1.2.

Определение частоты вращения вала электродвигателя ………

10

1.3.

Основные характеристики асинхронных электродвигателей    общего применения ……………………………………………….

11

2.

РАСЧЁТЫ  ЗУБЧАТЫХ  ПЕРЕДАЧ …………………………………...

16

2.1.

Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки ...

16

2.2.

Расчет допускаемых напряжений ………………………………..

19

2.3.

Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой  передачи …………….……………………………………………..

26

2.4.

Геометрический расчет закрытой цилиндрической передачи…..

30

2.5

Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи …….

32

2.6.

Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи ………….

38

2.7.

Расчет закрытой конической зубчатой передачи ……………….

40

2.8.

Проектный расчет открытой конической прямозубой передач ..

44

3.

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОПОРНЫХ КОНСТРУКЦИЙ ….

46

3.1.

Выбор материала валов …………………………………………...

47

3.2.

Выбор допускаемых напряжений на кручение ………………….

47

3.3.

Определение геометрических параметров ступеней валов …….

47

3.4.

Предварительный выбор подшипников качения ………………..

50

3.5.

Эскизная компоновка редуктора …………………………………

52

3.6.

3.7.

Проверочный расчет валов на выносливость  …………………...

Проверка правильности подбора подшипников качения ……….

57

62

4.

КОНСТРУИРОВАНИЕ  ЗУБЧАТЫХ  КОЛЁС ………………………..

65

4.1.

Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления ………

65

4.2.

Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления .......

67

4.3.

Конические зубчатые колеса ……………………………………..

68

4.4.

Валы-шестерни …………………………………………………….

70

5.

КОНСТРУИРОВАНИЕ  ЭЛЕМЕНТОВ  КОРПУСА  РЕДУКТОРА …

72

6.

РАЗРАБОТКА РАБОЧЕЙ ДОКУМЕНТАЦИИ КУРСОВОГО ПРОЕКТА ………………………………………………………………..

88

6.1.

Разработка сборочного чертежа ………………………………….

88

6.2.

Спецификация сборочного чертежа ……………………………..

93

6.3.

Правила обозначения конструкторской документации ………..

95

6.4.

Общие требования к чертежу детали …………………………….

97

7.

ДОПУСКИ  И  ПОСАДКИ ……………………………………………...

100

7.1.

Основные термины ………………...………………………………

100

7.2.

Рекомендации по назначению посадок в соединениях типовых деталей ……….…………………………………………………….

106

7.3.

Допуски формы и расположения поверхностей  ……………….

110

7.4.

Шероховатость поверхностей …………………………………….

119

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ …………………………………………………..

124

ВВЕДЕНИЕ

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.

1.  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 об/мин;

- 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.

1.1. 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, =0,98…0,99.

Потери на трение в подшипниках оцениваются множителем п = 0,99…0,995 на обе опоры каждого вала.

Значения  КПД  различных передач приведены в табл.1.1.

Таблица  1.1

Средние значения  КПД  механических передач

Типы передач

КПД

закрытая зубчатая:

цилиндрическая

коническая

0.97…0.98

0.96…0.97

открытая зубчатая:

0.95…0.96

закрытая червячная при числе заходов червяка:

Z1= 1

Z1= 2

Z1= 4

0.70…0.75

0.80…0.85

0.80…0.95

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)

1.2. Определение частоты вращения вала

электродвигателя

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   

u= nном./n2.

Таблица  1.2

Рекомендуемые  значения  передаточных  чисел одноступенчатого редуктора

Тип  передачи

u

umax

Допускаемые отклонения

зубчатая цилиндрическая

2...5

6.3

при u4.5 2.5%

при u>4.5 4.0%

зубчатая  коническая

1...4

6.3

3 %

червячная

8...63

80

5 %

1.3. Основные характеристики асинхронных

электродвигателей общего применения

Рис.  1.1

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;

 Тmax - максимальный момент (кратковременный);

 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, рад/сек:

При стандартной частоте    и числе пар полюсов  р  от 1 до 4 синхронная частота вращения двигателя  nс = 3000, 1500, 1000, 750 об/мин.

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:

4АН – электродвигатели, защищенные от попадания капель и твёрдых частиц и от прикосновения к вращающимся и токоведущим частям;

- 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.

а

б

Рис.1.2


Таблица  1.3

 

Двигатели асинхронные короткозамкнутые трёхфазные серии  4А

общепромышленного применения;  закрытые обдуваемые.  Технические данные

Номи-

нальная

мощность

Рном, кВт

Синхронная  частота  вращения,  об/мин

3000

1500

1000

750

Тип

двигателя

nном ,

об/мин

Тип

двигателя

nном ,

об/мин

Тип

двигателя

nном,

об/мин

Тип

двигателя

nном ,

об/мин

1,1

4АМ71В2У3

2 810

4АМ80A4У3

1 420

4АМ80B6У3

920

4АМ90LB8У3

700

1,5

4АМ80А2У3

2 850

4АМ80B4У3

1 415

4АМ90L6У3

935

4АМ100L8У3

700

2,2

4АМ80В2У3

2 850

4АМ90L4У3

1 425

4АМ100L6У3

950

4АМ112MA8У3

700

3,0

4АМ90L2У3

2 840

4АМ100S4У3

1 435

4АМ112MA8У3

955

4АМ112MB8У3

700

4,0

4АМ100S2У3

2 880

4АМ100L4У3

1 430

4АМ112MA6У3

950

4АМ132S8У3

720

5,5

4АМ100K2У3

2 880

4АМ112M4У3

1 445

4АМ132S6У3

965

4АМ132M8У3

720

7,5

4АМ112M2У3

2 900

4АМ132S4У3

1 455

4АМ132M6У3

970

4АМ160S8У3

730

Примечание:   Структура обозначения типоразмера двигателя (расшифровывается слева направо):

4 - 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.


Таблица  1.4   

Двигатели.  Основные  размеры,  мм

Тип

Число

Исполнение

двига-

полю-

1М1081

1М1081, 1М2081, 1М3081

1М1081  и  1М2081

1М2081  и  1М3081

теля

сов

d30

l1

l30

d1

b1

h1

l30

l31

d10

b10

h

h10

h31

l20

l21

d20

d22

d24

d25

71A,B

170

40

285

19

90

45

7

112

71

9

201

80A

186

300

22

6

6

100

50

125

80

10

218

3,5

10

165

12

200

130

80B

320

10

90L

208

350

24

125

56

140

90

11

243

12

100S

2,4,6,8

235

60

362

28

8

7

112

63

160

100

263

4

14

215

15

250

180

100L

392

12

112M

260

452

32

140

70

12

190

112

310

16

265

300

230

132S

302

80

480

38

10

8

89

216

132

13

350

18

132M

530

160S

2

624

42

12

8

178

5

4,6,8

358

48

14

9

300

350

160M

2

667

42

12

8

210

108

15

254

160

18

430

15

250

4,6,8

110

48

14

9

19

После выбора электродвигателя и определения передаточного отношения редуктора выполняют расчеты зубчатых передач.


2.  РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ  ПЕРЕДАЧ

2.1. 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 .

Таблица  2.1

Механические характеристики сталей

Марка

Dпред ,

Sпред ,

Термооб

Твёрдость  заготовки

в

т

-1

стали

мм

мм

работка

поверх-ности

сердце-вины

Н/мм2

1

2

3

4

5

6

7

8

9

35

-

-

Н

163...192 НВ

550

270

235

40

120

60

У

192...228 НВ

700

400

300


Окончание табл. 2.1

1

2

3

4

5

6

7

8

9

45

-

-

Н

179...207 НВ

600

320

260

45

125

80

У

235...262 НВ

780

540

335

45

80

50

У

269...302 НВ

890

650

380

40Х

200

135

У

235...262 НВ

790

640

375

40Х

125

80

У

269...302 НВ

900

750

410

40Х

125

80

У+ТВЧ

45...50 НRCэ

269...302 НВ

900

750

410

40ХН

315

200

У

235...262 НВ

800

630

380

40ХН

200

125

У

269...302 НВ

920

750

420

40ХН

200

125

У+ТВЧ

48...53 НRCэ

269...302 НВ

920

750

420

35ХМ

315

200

У

235...262 НВ

800

670

380

35ХМ

200

125

У

269...302 НВ

920

790

420

35ХМ

200

125

У+ТВЧ

48...53 НRCэ

269...302 НВ

920

790

420

35Л

-

-

Н

163...207 НВ

550

270

235

40Л

-

-

Н

147 НВ

520

295

225

45Л

315

200

У

207...235 НВ

680

440

285

40ГЛ

315

200

У

235...262 НВ

850

600

365

20Х

18ХГТ

12ХН3А

200

125

У+ЦК

56...63 НRCэ

300...400 НВ

900

800

400

38ХМЮА

-

-

А

57...67 НRCэ

30...35 НRC

1050

900

500

35ХМ

40ХН

-

40

З

45...53 НRC

1060

1400

500

Примечания:

1. В графе "Термообработка" приняты следующие обозначения:

Н - нормализация,  У - улучшение,  ТВЧ - закалка токами высокой частоты,  З – объемная закалка,   ЦК – цементация,

А - азотирование.

2.  Для цилиндрических и конических колёс с выточками принять меньшее из значений  Dзаг,  Sзаг.

2.2.  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).   

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 =1,1 при нормализации, термоулучшении или объемной закалке зубьев (при однородной структуре материала по всему объему); SH=1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании (при неоднородной структуре материала по объему зуба);

ZN ( KHL ) - коэффициент  долговечности,

,      но  2,6 при SH  = 1,1;

и   1,8 при SH  = 1,2.

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, об/мин;

t – время работы передачи (ресурс) в часах; t = Lh.


Таблица  2.2

Термообработка

Твёрдость зубьев **

Группа сталей

МПа

SH

,

МПа

SF

,

,

на поверх-

ности

в сердце-

вине

МПа

МПа

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Нормализация, улучшение

180...350 НВ

40, 45, 40Х

40ХН, 45ХЦ, 35ХМ и др.

2 HB+70

1.1

1,8HB

1,75

2,8т

2,74 НВ

Объёмная закалка

45...35 HRC

40Х, 40ХН,

45ХЦ, 36ХМ и др.

18 HRC

+150

550

2,8т

1400

Закалка ТВЧ по всему контуру (модуль mn 3 мм)

56...63 HRC

45...55 HRC

25...55 HRC

25...55 HRC

55ПП, У6,

35ХМ, 40Х,

40ХН и др.

17 HRCпов +200

1.2

900

650

40 HRCпов

40 HRCпов

40 HRCпов

1260

1260

Закалка ТВЧ

сквозная с охватом впадины (модуль  mn < 3 мм*)

45...55 HRC

45...55 HRC

35ХМ, 40Х,

40ХН и др.

17 HRCпов +200

550

1430


Окончание табл. 2.2.

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Азотирование

55...67 HRC

50...59 HRC

24...40 HRC

24...40 HRC

35ХЮА, 38ХМЮА,

1050

1050

1,2

12 HRCсердц +300

40 HRCпов

1000

1000

40Х, 40ХФА

40ХНМА и др.

1,75

30 HRCпов

Цементация

и закалка

55...63 HRC

30...45 HRC

Цементируемые стали

23HRCпов

1,2

750

1,5

40 HRCпов

1200

Нитроцемен-тация

и закалка

55...63 HRC

30...45 HRC

Молибденовые стали 25ХГМ, 25ХГНМ

23HRCпов

1,2

1000

40 HRCпов

1520

Безмолибденовые стали 25ХГТ, 35Х

23HRCпов

750

40 HRCпов

1520

*  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.


Рис.2.2

0 - постоянный,

I - тяжелый,

II- средний равновероятный,

III - средний нормальный,

IV - легкий,

V - особо легкий

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.    

Таблица  2.3

Ре-

жим

Расчёт на контакт. усталость

Расчёт на изгибную усталость

ра-

боты

Термооб

работка

m/2

H

(KHE)

Термическая

обработка

m

F

(KFE)

Термическ.

обработка

m

F

(KFE)

0

любая

3

1,0

улучшение,

нормализация,

азотирование

6

1,0

закалка объёмная,

поверхност-

ная, цементация

1,0

I

0,5

0,3

0,20

II

0,25

0,143

9

0,10

III

0,18

0,065

0,036

IV

0,125

0,038

0,016

V

0,063

0,013

0,004

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 ( + )  1,25 [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 = 1,5...1,75 (смотри табл. 2.2);

YA(КFC) -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи), при односторонней нагрузке  YA  =1 и при реверсивной YA   = 0,7...0,8 (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    4 .

При Н  > 350 НВ         ,  но   2,6 .

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.

  1.  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. Бóльшие 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 .

Рис.2.3

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.

Таблица  2.4

Относительная ширина колёс  

Схема расположения

Твёрдость рабочих поверхностей зубьев

колёс относительно опор

H2  350 HB  или

H1 и H2  350 HB  

H1 и H2 > 350 HB

Симметричная

0,3...0,5

0,25...0,3

Несимметричная

0,25...0,4

0,20...0,25

Консольная

0,20...0,25

0,15...0,20

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).

Таблица  2.5  

Нормальные линейные размеры, мм (ГОСТ 6636-69)

Ряды

Дополн.

Ряды

Дополн.

Ra10

Ra20

Ra40

размеры

Ra10

Ra20

Ra40

размеры

1

2

3

4

5

6

7

8

40

40

40

200

200

200

41

205

42

210

44

45

45

220

220

46

230

48

240

49

50

50

50

250

250

250

52

53

260

55

270

56

56

280

280

58

290

60

300

62

310

63

63

63

320

320

320

65

330

67

340

70

350

71

71

360

360

73

370

75

380

78

80

80

80

400

400

400

82

410

85

420

440

90

90

450

450

92

460

95

480

98

490

Продолжение таблицы 2.5 см. на стр. 30

Окончание табл. 2.5

1

2

3

4

5

6

7

8

100

100

100

500

500

500

102

515

105

530

108

545

110

110

112

560

560

115

580

120

600

118

615

125

125

125

630

630

630

130

670

650

135

690

140

140

710

710

145

730

150

750

155

775

160

160

160

800

800

800

165

825

170

850

175

875

180

180

900

900

185

925

190

950

195

975

  1.  Геометрический расчёт закрытой цилиндрической

передачи

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: 1,0;  1,25;  1,5;  2;  2,5;  3;  4;  5;  6;  8;  10 мм.  При этом для силовых передач рекомендуют  [1]  принимать  m(mn)  1,5 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  0,001 мм. Угол  w  зацепления передачи принимают равным углу    профиля исходного контура:    .

  1.  Проверочный  расчёт  закрытой  цилиндрической

передачи

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   = 0,97.

Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки   необходимо по табл. 2.6  назначить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении

, м/с.

Таблица  2.6

Степени точности зубчатых передач

Степень

точности

Окружные скорости вращения колёс  V, м/с

прямозубых

косозубых

цилиндрических

конических

цилиндрических

6

до 15

до 12

до 30

7

до 10

до  8

до 15

8

до  6

до  4

до 10

9

до  2

до 1,5

до  4

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.

Таблица  2.7

Значения  коэффициентов  KHv  и  KFv 

Степень

точнос-

ти

Твёрдость

поверхнос-

тей зубьев

Коэф-

фици-

енты

Окружная  скорость

V ,  м/с

1

3

5

8

10

1

2

3

4

5

6

7

8

6

а

KHv

1.03

1.09

1.16

1.25

1.32

1.01

1.03

1.06

1.09

1.13

KFv

1.06

1.18

1.32

1.50

1.64

1.03

1.09

1.13

1.20

1.26

б

KHv

1.02

1.06

1.10

1.16

1.20

1.01

1.03

1.04

1.06

1.08

KFv

1.02

1.06

1.10

1.16

1.20

1.01

1.03

1.04

1.06

1.08

7

а

KHv

1.04

1.12

1.20

1.32

1.40

1.02

1.06

1.08

1.13

1.16

KFv

1.08

1.24

1.40

1.64

1.80

1.03

1.09

1.16

1.25

1.32

б

KHv

1.02

1.06

1.12

1.19

1.25

1.01

1.03

1.05

1.08

1.10

KFv

1.02

1.06

1.12

1.19

1.25

1.01

1.03

1.05

1.08

1.10

Окончание табл. 2.7

1

2

3

4

5

6

8

9

8

а

KHv

1.05

1.15

1.24

1.38

1.48

1.02

1.06

1.10

1.15

1.19

KFv

1.10

1.30

1.48

1.77

1.96

1.04

1.12

1.19

1.30

1.38

б

KHv

1.03

1.09

1.15

1.24

1.30

1.01

1.03

1.06

1.09

1.12

KFv

1.03

1.09

1.15

1.24

1.30

1.01

1.03

1.06

1.09

1.12

9

а

KHv

1.06

1.12

1.28

1.45

1.56

1.02

1.06

1.11

1.18

1.22

KFv

1.11

1.33

1.56

1.90

2.25

1.04

1.12

1.22

1.36

1.45

б

KHv

1.03

1.09

1.17

1.28

1.35

1.01

1.03

1.07

1.11

1.14

KFv

1.03

1.09

1.17

1.28

1.35

1.01

1.03

1.07

1.11

1.14

Примечания:   1.  Твёрдость поверхностей зубьев

  1.  Верхние цифры относятся к прямым зубьям,  нижние –

к косым зубьям.

Таблица  2.8

Окружная скорость

V , м/с

Cтепень

точности

KH

KF

7

1.03

1.07

До  5

8

1.07

1.22

9

1.13

1.35

5…10

7

1.05

1.20

8

1.10

1.30

10…15

7

1.08

1.25

8

1.15

1.40

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]:

- для прямозубых колёс

;

- для косозубых колёс

,

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 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

 ,    Н.

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.

Таблица  2.9  

Коэффициент формы зуба   YF

Z или ZV

YF

Z или ZV

YF

Z или ZV

YF

Z или ZV

YF

Z или ZV

YF

16

4,29

25

4,00

35

3,85

60

3,69

100

3,60

17

4,25

26

3,98

40

3,80

65

3,67

120

3,58

20

4,13

28

3,94

45

3,76

70

3,66

150

3,56

22

4,07

30

3,91

50

3,73

80

3,64

180

3,54

24

4,02

32

3,88

55

3,71

90

3,62

3,47

  1.  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:  

- 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, Н/мм2, определяют в соответствии с п.2.2. («Расчет допускаемых напряжений»);

Т3 - момент на шестерне, Нм; ;

- смотри с. 37, для проектного расчета принять  = 0,8;

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 -  

ширина  венца -  

Точность вычисления диаметров шестерни до  0,001 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»).

  1.  Расчёт  закрытой  конической  зубчатой  передачи

Рис.2.4

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= =2,1105 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  0,3.  Меньшие значения назначают для неприрабатываемых зубчатых колёс, когда  H1 и H2 > 350 HB или  V > 15 м/с .

Рис. 2.5

Наиболее распространено в редукторостроении значение  Кbe = 0,285, тогда предыдущее выражение для определения делительного диаметра по внешнему торцу колеса  принимает вид

,

где  up – расчетное  передаточное  число  конической  передачи,  up = tgδ2  или up = z2/z1.

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  и  Н2  350 HB ,

 при  Н1  45 HRC и  Н2  350 HB ,

 при  Н1  и  Н2  45 HRC .

Вычисленное значение  z1  округляют до целого числа.

Рис.2.6

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: 1,5; 2; 2,5; 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 = =2,1105 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]:

      и    ,

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

.

2.8.  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 =1,1…1,2.

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»).

3.  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:

1-й  проектный (приближённый) расчёт валов на чистое кручение;

2-й  проверочный (уточнённый) расчёт валов на выносливость по напряжениям изгиба и кручения.

3.1.  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.

3.2.  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 Н/мм2. Меньшие значения  []K  для быстроходных валов,  большие значения  []K  для тихоходных валов.

  1.  Определение  геометрических  параметров  ступеней  

валов

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).

      Рис.3.1

Проектный расчёт ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: её диаметр d и длину l  (см. табл. 3.1).

Таблица  3.1

Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов,  мм

Ступень вала и её параметры

d , l

Вал-шестерня коническая

(рис. 3.1, б)

Вал-шестерня цилиндрическая (рис.3.1, а)

Вал колеса

(рис. 3.1, в)

1

2

3

4

5

1 – под

элемент открытой

d1

где  Т - крутящий момент, Нм

передачи или полумуфту

l1

l1 = (0.8...1.5)d1 - под звёздочку;

l1 = (1.0...1.5)d1 - под шестерню;

l1 = (1.2...1.5)d1 - под шкив;

l1 = (1.0...1.5)d1 - под полумуфту

2 – под

уплотнение крышки с

d2

d2 = d1 + 2t  -

только под уплотнение

d2 = d1 + 2t

отверстием и

подшипник

l2

l2  0.6d4  -

только под уплотнение

l2  1.5d2

l3  1.25d2

3 – под

шестерню, колесо

d3

d3 = d4 + 3.2r

возможно d3  dfe1

d3 = d2 + 3.2r

возможно d3  df1; при   d3> da1

принять d3 = da1

d3 = d2 + 3.2r

l3

l3  определить графически на эскизной компоновке

d4

d4 = d5 + (2...4)

d4 = d2

4 – под

подшипник

l4

l4 определить

графически

l4=B - для шариковых подшипников;

l4 = B - для роликовых конических  подшипников

Окончание табл. 3.1

1

2

3

4

5

5 – под резьбу

d5

d5 под резьбу

определить в

зависимости от  d2

Не конструируют

d5 = d3 + 3f;  сту-пень можно за-менить распор-ной втулкой

l5

l5  0.4d4

l5  определить графически

Примечания:  

1.  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:

d

17...24

25...30

32...40

42...50

52...60

62...70

71...85

t

3  

 3,5

3,5

4,0

4,5

4,6

5,6

rmax

1,5

2,0

2,5

3,0

3,0

3,5

3,5

f

1

1

1.2

1.6

2

2

2,5

2.  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)..

3. Диаметры  d2  и  d4  под подшипник округлить до ближайшего стандартного диаметра внутреннего кольца подшипника  dп.

4.  Диаметры ступеней (кроме  d2  и  d4) округлить до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 (см. табл. 2.5).

3.4.  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:

  1.  В соответствии с рекомендациями табл. 3.2  определяют тип, серию и схему установки подшипников.

Таблица  3.2

Предварительный  выбор  подшипников

Пере-дача

Вид

Тип подшипника

Серия

Угол

контакта

Схема

установки

цилин-дричес-кая

Б

радиальные шариковые однорядные

при  aw200 мм

средняя

(лёгкая)

00

с одной фиксир. опорой

косо-зубая

ТТ

при Fa/Rr0.25 - радиальные шариковые однорядные

лёгкая

(средняя)

00

враспор

при Fa/Rr>0.25 - роликовые конические типа 7000

лёгкая

=12...16

Б

роликовые конические типа 7 000  

при  n11 500 об/мин

лёгкая

=12...16

врастяжку

кони-ческая

радиально-упорные шариковые типа 46000 при  n11500 об/мин

(средняя)

=25...29

Т

роликовые конические типа 7 000 или 1027000

лёгкая

=29 для типа 1027000

враспор

2.  По справочнику-каталогу [6, 2] выбирают типоразмер подшипников по величине диаметра внутреннего кольца подшипника, равного диаметру d2  и   d4 ступеней вала под подшипники.

3.  По выбранному из каталога типоразмеру определяют основные параметры подшипников: геометрические размеры  d,  D,  B(T,С);  динамическую  Сr  и статическую  Сr0  грузоподъёмности.  Здесь  D  диаметр наружного кольца подшипника,  В  ширина шарикоподшипника;  T  и  С  осевые размеры конического роликоподшипника.

3.5.  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:

1.  Намечают расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колёс.

2.  Проводят оси проекций и осевые линии валов.

В цилиндрическом редукторе оси валов проводят на межосевом расстоянии параллельно друг другу, в коническом – под углом 90.

Рис.3.2

3.  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.

Рис.3.3

4.  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.

5.  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.

6.  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.

7.  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):   lТ = LТ - B;

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.

Рис.3.4

8.  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).

9.  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.

3.6.  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.

Рис.3.5

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:

где   

- 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;

Материал

Углеродистые мягкие стали

0.05

0

Среднеуглеродистые стали

0.10

0.05

Легированные стали

0.15

0.10

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.

3.7.  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:

1)  по сравнению требуемой Cr треб и паспортной Cr пасп динамической грузоподъёмности подшипника, когда должно выполняться условие

Cr треб  Cr пасп;

2)  по обеспечению заданной долговечности подшипника, то есть

Lзадан  Lhфакт, где с учётом режима нагрузки   Lзадан = 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].

4. КОНСТРУИРОВАНИЕ  ЗУБЧАТЫХ  КОЛЕС

4.1. 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.

Рис. 4.1

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 = (0,8...1,5)d,  обычно  lст = (1...1,2)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 = (1,5...1,55)d; для чугуна - dст = (1.55...1,6)d; для легких сплавов - dст =(1,6...1,7)d; меньшие значения принимают для шлицевого соединения вала с колесом, большие - для шпоночного и соединения с натягом.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают  S=2,2m + 0,05b2 , 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 = (0,5...0,6)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).

   

Рис. 4.2

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

С = (0,35...0,4)b2 .

4.2. 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.

Рис. 4.4

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.

Таблица 4.1

m, мм

1,5

2,0

2,5

3,0

3,5

4,0

5,0

6,0

8,0

De, мм

54

56

55

60

56

112

110

120

128

a, мм

5

6

7

8

9

Размер а канавки в косозубых колесах внутреннего зацепления увеличивают на 30...40. Глубину канавки во всех случаях принимают h = 2,5m, толщину диска колеса  С = (0,3...0,35)b2 .

4.3. Конические зубчатые колеса

Конструктивные формы конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев dae  120 мм представлены на рис. 4.5.

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.

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 0,5mе. Ширину зубчатого венца принимают равной S = 2,5mе +2 мм. Торец зубчатого венца шириной b = 0,7S  используют для установки заготовки колеса в приспособлении при нарезании зубьев на станке. Для уменьшения объема точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1...2 мм.

4.4. Валы - шестерни

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.

Рис. 4.7

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:

m, мм

2…2,25

2,5…2 ,75

3…3,75

4…4,5

5…5,5

6…7

Dф,

7 степень точности

90

100

112

125

140

160

мм

8...10 степень точн.

70

80

90

100

112

125

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.

5.  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.


Рис.5.1


Рис.5.2

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:

1 - фундаментный основания корпуса (рис.5.4);

2 - подшипниковый бобышки основания и крышки корпуса;

3 - соединительный основания и крышки корпуса;

4 - крышки подшипникового узла;

5 - 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 2.7d ;  

координата оси отверстия  С = k/2 - (1...2) мм.


Рис.5.3


Рис.5.4

Диаметр  d  крепёжного винта (болта) определяется в зависимости от значения главного геометрического параметра редуктора  aw  по табл. 5.1.

Таблица  5.1

Главный геометри-

ческий параметр

d1

d2

d3

d4

d5

50  aw(de2)  100

M12

M10

M8

M6

M5

100  aw(de2)  160

M14

M12

M10

M8

M6

100  aw(de2)  160

M16

M14

M12

M10

M6

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 + b1; ширина   b1 = 2.4d01 + +1.5 ;   высота   h1 = (2.3...2.4) .

Рис.5.5

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).

Таблица  5.2

Параметр

Диаметр наружного кольца подшипника

47 52

62 80

85 100

100 120

d4

М8

М10

М10

М12

n4

4

4

6

6

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 = 0.5 (рис. 5.5).

Таблица 5.3

 

Конструктивные элементы фланца крышки и бобышки подшипникового узла

Элементы

Крышка

торцовая

врезная

Внутренний диаметр

 DБ ,  DТ

По диаметру  D  наружного кольца подшипника или стакана

Наружный диаметр

 DБ2 ,  DТ2

По диаметру крышки

 D2 + (4...5) мм

1.25D + 10 мм

Диаметр центровой окруж-ности винтов  DБ1 ,  DТ1

По центровому диаметру крышки D1

Диаметр кольцевой расточки  DБ0 ,  DТ0

По диаметру выступа крышки  D0

Высота  h4

3...5 мм

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.

Рис.5.6.

Длина гнезда подшипниковой бобышки  l1  быстроходного и  l2  тихоходного валов зависит от комплекта деталей подшипникового узла и типа подшипника (см. табл. 5.4); при .этом учитываются размеры деталей регулирующих устройств, внутренних уплотнений и крышек.

Таблица  5.4

Определение длины  l  подшипникового гнезда, мм

Подшипник

Комплект деталей подшипникового узла

с внутренним уплотнением

без внутреннего уплотнения

нерегулируе-мый

l = h +B+(10...12),

смотри рисунок А13 [4]

l = h +B+(3...5),

смотри рисунок А3, А11 [4]

регулируемый

l = Н + H1 + B(T) + (10...12),

см. рис. А7, А16 [4]

l = Н + H1 + B(T) + (3...5),

см. рис. А8, А14 [4]

Примечания:  1.  h - высота центрирующего пояса торцовой крышки или высота врезной крышки (см. таблицу  К15).

2.  B(T) - ширина подшипника.

3.  H1 - высота регулировочного винта.

4.  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.

а                                           б                                      в

Рис.5.7

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.  

а                                                               б

Рис.5.8

 

а                                                                б

Рис.5.9

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.

6.  Разработка рабочей документации курсового проекта

6.1.  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);

- размеры, посадки;

- номера позиций всех деталей;

- текстовую часть, включающую техническую характеристику редуктора и технические требования, которые должны быть выполнены или проконтролированы по данному сборочному чертежу;

- основную надпись.

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).

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 , об/мин ;

- 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 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).

6.2.  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

Форм.

Зона

Поз.

Обозначение

Наименование

Кол

Прим

Документация

2042.401134.000 СБ

Сборочный чертеж

2042.401134.000 ПЗ

Пояснительная записка

Детали

1

2042.401134.001

Крышка

1

2

2042.401134.002

Вал

1

3

2042.401134.003

Колесо зубчатое

1

4

2042.401134.004

Втулка

1

5

2042.401134.005

Корпус

1

6

2042.401134.006

Крышка

1

Стандартные изделия

7

БОЛТ М8-6g35.5.8

8

ГОСТ 7796-70

8

Манжета 1-5070

1

ГОСТ 8752-79

9

Подшипник 210

2

ГОСТ 8338-75

10

Шайба 8 65Г

1

ГОСТ 6402-70

11

Шпонка 181160

1

ГОСТ 23360-78

12

Шпонка 14950

2

ГОСТ 23360-78

2042.301134.000

Изм

Лист

№докум

Подп

Дата

Разраб.

Вал ведомый

Лит

Лист

Листов

Провер.