Расчет электромеханического привода

Содержание 1. Общий расчет привода 1.1. Выбор приводного двигателя 1.2. Кинематический расчет 1.3. Силовой расчет
2. Проектирование открытой конической передачи 2.1. Выбор материалов 2.2. Расчет допускаемых напряжений 2.3. Расчет геометрических параметров передачи 3. Проектирование зубчатой цилиндрической передачи 3.1. Расчет тихоходной ступени 3.1.1. Выбор материалов 3.1.2. Расчет допускаемых напряжений 3.1.3. Расчет геометрических параметров 3.2. Расчет геометрических параметров быстроходной ступени 4. Проектирование валов 4.1. Выбор материала 4.2. Эскизная компоновка привода 4.2.1. Ориентировочный расчет валов 4.2.2. Эскизная компоновка 4.3. Расчет нагрузок действующих на вал 4.4. Расчет вала на статическую прочность 4.5. Конструирование вала 4.6. Расчет вала на усталостную прочность 4.7. Конструирование быстроходного и промежуточного валов 5. Выбор и расчет подшипников выходного вала привода 6. Выбор и расчет соединительной муфты 7. Конструирование корпусных деталей 8. Расчет допусков размеров и формы выходного вала 8.1. Расчет допусков размеров и посадок 8.2. Расчет допусков формы Список литературы Спецификация
1. Общий расчет привода 1.1. Выбор приводного двигателя
Рис. 1 На рис.1 изображена схема комбинированного электромеханического привода, который состоит из двухступенчатого цилиндрического редуктора в корпусе, открытой конической передачи, электродвигателя Д и муфты М. В цилиндрический редуктор входят шестерня 1’ и колесо с внутренним зацеплением 2’ быстроходной ступени, шестерня 3’и колесо 4’ тихоходной ступени, быстроходный вал 1, промежуточный вал 2, тихоходный вал 3 и трех пар подшипников. Коническая передача состоит из шестерни 5’, колеса 6’, выходного вала 4 и одной пары подшипников. Выбираем двигатель из условия неравенства
, где - номинальная мощность электродвигателя; - потребная мощность электродвигателя. Определяем по формуле
, где - потребляемая мощность привода (мощность на выходе);
, где - выходная угловая скорость. Определяем
, Тогда потребная мощность привода будет равна
, Определяем - общий коэффициент полезного действия привода. В данной схеме определяем как
где - коэффициент полезного действия одной открытой цилиндрической зубчатой передачи; - коэффициент полезного действия одной открытой конической зубчатой передачи; - коэффициент полезного действия одной пары подшипников качения; тогда , Определяем потребную мощность электродвигателя
, Выбираем электродвигатель серии АД, работающий в трехфазном режиме: АД-10-2/45 А1. Его технические данные приведены в таблице 1. Таблица 1
10 2560 Габаритные и присоединительные размеры, и масса электродвигателя приведены в таблице 2 и на рис.2. Таблица 2










Масса, кг
5
88
5
32
23
10
80,5
30,5
127
80
1,06

Рис.2 1.2. Кинематический расчет Определяем общее передаточное число привода
.
Разбиваем общее передаточное число привода по ступеням передач, входящих в привод. Принимаем передаточное число конической передачи . Определяем передаточное число редуктора . Передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней находим из соотношения
Получаем - передаточное число быстроходной ступени редуктора; - передаточное число тихоходной ступени редуктора; Определяем частоты вращения на валах привода. Частота вращения быстроходного вала равна частоте вращения вала электродвигателя
. Определяем частоту вращения на промежуточном валу
. Определяем частоту вращения на валу тихоходной ступени
. Определяем частоту вращения выходного вала
. 1.3. Силовой расчет Определяем вращающие моменты на валах привода. Находим вращающий момент на валу двигателя (на валу шестерни быстроходной ступени)
, где - угловая скорость вала двигателя
, тогда
Вращающий момент на промежуточном валу
. Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени
. Вращающий момент на выходном валу
. Полученные результаты сведем в Таблицу 3. Таблица 3
№ вала
n, об/мин
Т, Н·мм
1
2560
37
2
882.75
90
3
215.83
380
4
119.9
623
2. Проектирование открытой конической передачи 2.1. Выбор материалов Зубчатые колеса зубчатых передач обычно выполняются из различных марок сталей. При изготовлении колес с невысокой и средней твердостью рабочих поверхностей зубьев (HB≤350) желательно, чтобы соблюдалось соотношение . Для шестерни открытой конической передачи выбираем сталь 35 с объемной закалкой, температурой отпуска 200°С. Термическая обработка, состоящая из закалки и отпуска, представляет собой наиболее важное средство улучшения механических свойств стали. Причем механические свойства стали при этом зависят от температуры отпуска. Для колеса открытой конической передачи выбираем менее прочную, термоулучшенную сталь 40XHMA. Термоулучшенные стали обладают большей прочностью и твердостью. В тоже время они хорошо поддаются чистовому нарезанию после термообработки, хорошо прирабатываются. Их механические свойства приведены в таблице 4.
Марка стали
Предел прочности , Н/мм
Предел текучести , Н/мм
Твердость HB
35
1139
970
335
40XHMA
1080
900
300 Таблица 4 2.2. Расчет допускаемых напряжений Расчет допускаемых напряжений будем вести по механическим параметрам колеса. Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле
, где - базовый предел выносливости поверхностей зубьев колеса по контактным напряжениям, определяем как
- коэффициент безопасности; - коэффициент долговечности, зависящий от характера нагрузки и от числа циклов нагружения зубьев, определяем по формуле
,
где - базовое число циклов, при котором наступает предел выносливости, определяем как
, - эквивалентное число циклов нагружения зубьев, определяем по формуле , где - желательная длительность работы передачи
, тогда
Определяем коэффициент долговечности
, Так как , принимаем . Тогда определяем допускаемое контактное напряжение
, Допускаемое изгибное напряжение определяем по формуле
где - базовый предел выносливости материала колеса по изгибным напряжениям, определяем как
- коэффициент безопасности; - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; - коэффициент долговечности, определяем по формуле
, где - базовое число циклов; - число циклов нагружения зубьев колеса, определяем как
Тогда коэффициент долговечности
, Так как , принимаем . Тогда определяем допускаемое изгибное напряжение
. 2.3. Расчет геометрических параметров передачи Средний окружной модуль передачи определяем по формуле
, где - коэффициент нагрузки для расчета по изгибным напряжениям, представляющий собой произведение двух коэффициентов
где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта; - коэффициент динамической нагрузки. Для предварительных расчетов принимаем , - коэффициент, учитывающий форму зуба; - число зубьев колеса, определяем по формуле
, где - число зубьев шестерни, принимаем , тогда
, - коэффициент ширины зубчатого венца
где - относительная ширина зубчатого венца, принимаем равным 0.3, тогда . Определяем средний окружной модуль передачи
. По модулю, найденному на средней делительной окружности, определяем максимальный модуль передачи
. Определяем диаметр внешней делительной окружности шестерни
, Определяем диаметр внешней делительной окружности колеса
, Определяем диаметр внешней окружности по вершинам зубьев шестерни
где определяем по формуле для шестерни
. Тогда
. Определяем диаметр внешней окружности по вершинам зубьев колеса
где определяем по формуле для колеса
. Тогда
. Определяем ширину зубчатого венца , где - внешнее конусное расстояние, определяем по формуле
,
тогда , Округляем ширину зубчатого венца до ближайшего стандартного значения . Приравниваем ширину зубчатого венца шестерни и колеса конической передачи .
Определяем среднюю скорость в зацеплении
где - диаметр средней делительной окружности шестерни, определяем как
, тогда
. По найденной окружной скорости , твердости материала , и степени точности, равной 6, уточняем коэффициент и . Тогда коэффициент нагрузки
. Производим проверку по изгибным напряжениям
, Проверка удовлетворяет неравенству
.
3. Проектирование зубчатой цилиндрической передачи 3.1. Расчет тихоходной ступени 3.1.1. Выбор материалов Зубчатые колеса зубчатых передач обычно выполняются из различных марок сталей. При изготовлении колес с невысокой и средней твердостью рабочих поверхностей зубьев (HB≤350) желательно, чтобы соблюдалось соотношение . Для шестерни тихоходной цилиндрической ступени выбираем термоулучшенную сталь 40Х. А для колеса тихоходной цилиндрической ступени выбираем менее прочную термоулучшенную сталь 45. Термоулучшенные стали обладают большей прочностью и твердостью. В тоже время они хорошо поддаются чистовому нарезанию после термообработки, хорошо прирабатываются. Параметры сталей приведены в Таблице 5.
Марка стали
Предел прочности , Н/мм
Предел текучести , Н/мм
Твердость HB
40X
930
690
266
45
780
440
223 Таблица 5 3.1.2. Расчет допускаемых напряжений Расчет допускаемых напряжений будем вести по механическим параметрам колеса. Определяем базовый предел выносливости поверхностей зубьев колеса по контактным напряжениям
,
,
,
Определяем коэффициент долговечности
, Так как , принимаем . Тогда определяем допускаемое контактное напряжение
, Определяем допускаемое изгибное напряжение. Определяем базовый предел выносливости материала колеса по изгибным напряжениям
; ; ,
Определяем коэффициент долговечности
, Так как , принимаем . Тогда определяем допускаемое изгибное напряжение 3.1.3. Расчет геометрических параметров Модуль зацепления определяем по формуле
, Для предварительных расчетов принимаем ; - число зубьев колеса, определяем по формуле
где - число зубьев шестерни, принимаем , тогда
, принимаем ;
коэффициент ширины зубчатого венца, принимаем Определяем модуль зацепления
, принимаем в соответствии с ГОСТ 9563-80 до .
Определяем ширину зубчатого венца колеса
, Определяем ширину зубчатого венца шестерни
, Определяем диаметр делительной окружности шестерни
, Определяем диаметр окружности вершин шестерни
, Определяем диаметр окружности впадин шестерни
, Определяем диаметр делительной окружности колеса
, Определяем диаметр окружности вершин колеса
, Определяем диаметр окружности впадин колеса
, Определяем межосевое расстояние
, Определяем среднюю скорость в зацеплении
, По найденной окружной скорости , твердости материала , и степени точности, равной 6, уточняем коэффициент и . Тогда коэффициент нагрузки
. Производим проверку по изгибным напряжениям, при
, Проверка удовлетворяет неравенству
3.2. Расчет геометрических параметров быстроходной ступени С целью уменьшения номенклатуры режущего инструмента модуль зацепления быстроходной ступени берем равным модулю зацепления тихоходной ступени , - число зубьев колеса, определяем
где - число зубьев шестерни, принимаем , тогда
. Коэффициент ширины зубчатого венца, принимаем Определяем ширину зубчатого венца колеса
, Определяем ширину зубчатого венца шестерни
, Определяем диаметр делительной окружности шестерни
, Определяем диаметр окружности вершин шестерни
, Определяем диаметр окружности впадин шестерни
, Определяем диаметр делительной окружности колеса
, Диаметр окружности вершин колеса, в связи с тем что зубчатое колесо с внутренним зацеплением, определяем как
, Диаметр окружности впадин колеса, в связи с тем что зубчатое колесо с внутренним зацеплением, определяем как
, Определяем межосевое расстояние
, Определяем среднюю скорость в зацеплении
, По найденной окружной скорости , твердости материала , и степени точности, равной 6, уточняем коэффициент и . Тогда коэффициент нагрузки
, Производим проверку по изгибным напряжениям, при , . 4. Проектирование валов 4.1. Выбор материала Валы выполняют из конструкционных сталей 35, 40, 45, нормализованных и термоулучшенных. Наибольшее распространение получила сталь 45. Для высоконагруженных валов, а также исходя из особенностей конструкции (например, вал выполненный заодно с шестерней), применяют легированные стали 40Х, 40ХН, 35ХГСА и др. Валы из этих материалов подвергают улучшению, закалке с высоким отпуском или поверхностной закалке с низким отпуском. Для выходного вала конической передачи выбираем нормализованную сталь 45. Ее механические свойства приведены в таблице 6. Таблица 6
Марка стали
Предел прочности , Н/мм
Предел текучести , Н/мм
Твердость HB
45
540 - 600
270 - 300
160 4.2. Эскизная компоновка привода 4.2.1. Ориентировочный расчет валов. Определяем ориентировочный диаметр вала по формуле
,
где - крутящий момент, передаваемый валом, - условное допускаемое напряжение при кручении, Примем ; ; ; , Тогда
,
,
,
, Примем диаметры валов ; ; ; . 4.2.2. Эскизная компоновка На эскизной компоновке редуктора проводим оси валов на расстоянии равном межосевому расстоянию, определенному в предыдущих пунктах.
;
. Шестерни и колеса вычерчиваем упрощенно с габаритами принятыми в соответствии с справочными таблицами. Габаритные размеры колес представлены в таблице 7 и на рис.3 Таблица 7 № шестерни/колеса 1 9 3 - - 2 26.1 2.4 5 7 3 6 3 - - 4 24.6 2.4 10 9 5 12.17 3.6 - - 6 20.7 3.6 10 9

рис.3 Принимаем зазор между торцами ступиц колес и торцами подшипников , расстояние между торцами подшипников , длину от торца подшипника до конца вала ; длинна ступицы колеса ; ширина диска зубчатого колеса ; ширина подшипника ; длина шпоночного паза .

рис. 4 Определяем расстояние между опорами и точками приложения сил, согласно схеме на рис.4: - расстояние между серединой венца конической шестерни и серединой подшипника, - расстояние между серединами подшипников, - расстояние между серединой подшипника и серединой шпоночного паза:
,
,
, 4.3. Расчет нагрузок действующих на вал Схема редуктора с указанием действующих на валы усилий показана на рис.5. Произведем расчет нагрузок действующих на выходной вал. Находим окружное усилие на зубчатом колесе конической передачи
; Где - средний делительный диаметр колеса,
, Тогда
. Находим радиальное усилие на шестерне конической передачи и равное ему осевое усилие на колесе конической передачи
.
Находим радиальное усилие на колесе конической передачи и равное ему осевое усилие на шестерне конической передачи
.
4.4. Расчет вала на статическую прочность Определение реакций опор в вертикальной плоскости. В вертикальной плоскости на вал действуют: радиальное усилие , которое может быть перенесено в центр вала по линии действия, и осевое усилие , на коническом колесе. Расчетная схема представлена на рис.6. Определяем реакцию опоры в точке А - .
, откуда
Определяем реакцию опоры в точке В -
, откуда
Проведем проверку равновесия балки в горизонтальной плоскости:
. Находим изгибающие моменты на концентраторе напряжения – посадочное место под зубчатое колесо
; при
, при
. Находим изгибающие моменты на концентраторе напряжения – посадочное место под подшипник
, при
, при
. Определение реакций опор в горизонтальной плоскости. В горизонтальной плоскости на вал действует окружное усилие Определяем реакцию опоры в точке А - .
, откуда
. Определяем реакцию опоры в точке В -
, откуда
. Проведем проверку равновесия балки в вертикальной плоскости:
. Находим изгибающие моменты на концентраторе напряжения – посадочное место под зубчатое колесо
, при
, при :
, Находим изгибающие моменты на концентраторе напряжения – посадочное место под подшипник
, при
, при
, Находим суммарный изгибающий момент :
,
. Определяем приведенный момент , учитывающий совместное действие изгиба и кручения:
где - коэффициент, который учитывает, что нормальные напряжения изменяются по симметричному, а касательные напряжения – по пульсирующим циклам. Из условия прочности вала на изгиб с кручением определяем диаметр в опасном сечении
; где - допускаемое напряжение на изгиб по симметричному циклу. Для Стали 45 = 60, . 4.5. Конструирование вала Конструкция вала и все конструктивные элементы представлены на рис 7. Исходя из предварительного расчета, диаметр вала в опасном сечении принимаем 6 мм. Диаметры посадочных мест под подшипники принимаем равными 6 мм, диаметр посадочного места под зубчатое колесо открытой конической передачи увеличиваем до 8 мм. На посадочном месте под зубчатое колесо предусмотрено технологическое углубление для упора крепежного винта. Выходной конец вала уменьшаем до 5.5 мм, также он выполняется со шпоночным пазом. На валу предусмотрены проточки для стопорных колец, фиксирующих положение подшипников на валу. 4.6. Расчет вала на усталостную прочность Выполняем расчет концевого участка выходного вала с концентратором напряжения – шпоночным пазом. Так как на этом участке действуют только касательные напряжения, расчет по нормальным напряжениям не ведется. Запас усталостной прочности при учете только касательных напряжений , находится как , где - предел выносливости материала при симметричном цикле по касательным напряжениям. Для углеродистой стали, определяется как , где- предел выносливости материала при симметричном цикле по касательным напряжениям. Для углеродистой стали, определяется как
, тогда , - эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении. Выбирается по справочным таблицам в зависимости от концентратора напряжений; и - масштабный фактор и фактор качества поверхности. Эти коэффициенты определяются по справочным диаграммам. и - амплитуда и среднее значение напряжения цикла касательных напряжений. В расчетах принимают, что касательные напряжения изменяются по пульсирующему циклу. Определяются по формулам
, где - крутящий момент, передаваемый валом, - момент сопротивления поперечного сечения вала кручению, ослабленного шпоночным пазом, . Определяется по формуле
, где - диаметр вала, на котором определяется запас прочности; - ширина шпоночного паза; - глубина шпоночного паза, тогда
, откуда
, - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла. Примем . Тогда находится как
, Необходимо выполнение неравенства где зависит от степени ответственности рассчитываемого вала, точности определения действующих нагрузок, степени пластичности материала. Примем .

. Выполняем расчет на среднем участке вала, где концентратор напряжения – опора подшипника. На данном сечении приложен максимальный изгибающий момент. Общий запас усталостной прочности определяется по формуле
, где - запас усталостной прочности при учете только нормальных напряжений, находится по формуле
, где - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе. Выбирается по справочным таблицам в зависимости от концентратора напряжений; - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла. Примем и - амплитуда и среднее значение напряжения цикла нормальных напряжений. Вследствие вращения вала нормальные напряжения принимают изменяющимися по симметричному циклу. При наличии на валу осевого усилия определяются как , ,
, где - суммарный изгибающий момент в том сечении вала, где определяется запас прочности, - момент сопротивления поперечного сечения вала изгибу,
, тогда
, тогда находится как
. Определяем запас усталостной прочности при учете только касательных напряжений
, где ,
, где - момент сопротивления кручению поперечного сечения вала, находится как
, , тогда находится как
.
Тогда
,
,
. Выполним расчет на концевом участке вала, где концентратор напряжений – посадочное месте зубчатого колеса открытой конической передачи, в месте технологического углубления. Так как посадочное место под зубчатое колесо открытой конической передачи имеет технологическое углубление, расчет будем вести с параметрами, предусмотренными для шпоночного паза. Определяем запас усталостной прочности при учете только нормальных напряжений
, где , ,
,
, где - момент сопротивления поперечного сечения вала, ослабленного шпоночным пазом, изгибу, находится как
,
, тогда находится как
. Определяем запас усталостной прочности при учете только касательных напряжений
, где ;
, где ,
, тогда
; Тогда находится как:

. 4.7. Конструирование быстроходного и промежуточного валов Конструирование входного, промежуточного валов и входного вала открытой конической передачи, являющегося выходным валом тихоходной цилиндрической ступени, производим исходя из ориентировочного расчета. По ориентировочному расчету диаметр быстроходного вала открытой конической передачи равен 5 мм. Из конструктивных соображений берем вал-шестерню. Диаметры посадочных мест под подшипники оставляем равными 5 мм. Посадочное место под зубчатое колесо тихоходной цилиндрической передачи, также имеет диаметр 5мм, но выполняется с отрицательными отклонениями, для свободного прохождения подшипников. Также посадочное место имеет технологическое углубление под упор установочного винта. На валу предусмотрены проточки под стопорные кольца для фиксации положения подшипников. Перед шестерней конической передачи на валу имеется утолщение до 7 мм. Конструкция вала со всеми конструктивными элементами представлена на рис.8. Промежуточный вал по ориентировочному расчету имеет диаметр 3 мм. Исходя из конструктивных соображений проектируем вал-шестерню. Посадочные места под подшипники оставляем диаметром 3мм. Диаметр посадочного места под зубчатое колесо быстроходной ступени принимаем равным 5 мм. На посадочном месте предусмотрено технологическое углубление под упор установочного винта. Диаметры остальных ступеней вала принимаем равными 4 мм. Конструкция вала со всеми конструктивными элементами представлена на рис.9. Из ориентировочного расчета диаметр входного вала равен 2 мм, но из конструктивных соображений диаметр вала увеличиваем до 4 мм. Также вал проектируется как вал-шестерня. Перед шестерней быстроходной ступени на валу имеется утолщение до 5 мм. На валу предусмотрены проточки под стопорные кольца для фиксации положения подшипников. Конструкция вала со всеми конструктивными элементами представлена на рис.10.
5. Выбор и расчет подшипников выходного вала привода Выбираем радиально-упорные однорядные шарикоподшипники 6026 легкой серии (ГОСТ 831 – 75). Его конструктивные параметры приведены в таблице 8 и на рис 11. Возьмем осевую фиксацию подшипников «в распор».

рис. 11 Таблица 8.










6
15
3,969
6
0,4
0,3
6
11,6
5,7
8 Радиальные нагрузки на опоры и находятся как ,
; Осевая нагрузка : .
Найдем значения коэффициентов и по формулам:
,
,
,
. Для компенсации осевых составляющих от радиальных нагрузок должны выполняться условия
(*)
( **) Выполним первую попытку, примем и подставим в уравнение равновесия
,
, Т.е. условие (**) выполняется, и оставляем окончательно , . По справочной таблице определяем коэффициенты X и Y
,
,
,
где - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца. Находим эквивалентные нагрузки по формуле
; где - коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку, где - температурный коэффициент, отражающий влияние на долговечность подшипника повышения температуры. Тогда эквивалентные нагрузки на опоры А и B равны

С учетом циклограммы нагрузки
Номинальная долговечность с 90% степенью надежностью
Находим коэффициент надежности , при заданном ресурсе работы подшипника
Тогда вероятность безотказной работы находим по формуле
, где для шарикоподшипников, тогда
,
.
6. Выбор и расчет соединительной муфты Исходя из конструктивных соображений, выбираем поводковую облегченную муфту. Поводок муфты выполнен в виде пальца диаметром , который входит в паз шириной равный диаметру пальца. Благодаря указанному сопряжению в соединении палец – паз жесткая пальчиковая муфта может работать при наличии некоторого перекоса между валами. Исходными параметрами для выбора муфты является диаметр вала двигателя, от которого с помощью муфты будет передаваться крутящий момент на входной вал редуктора. Конструкция и размеры муфты представлены на рис.12 и в Таблице 9.
рис. 12 Таблица 12.








6
4
12
4
2
32
10
12 Проверяем напряжение среза:
,
.
7. Конструирование корпусных деталей. Корпус данного редуктора выполняется разъемным по вертикальной плоскости перпендикулярной осям входного, промежуточного валов. Материал из которого будет изготавливаться корпус – АЛ9. Примем толщину стенок корпусных деталей равную 3 , исходя из рекомендаций по отливке корпусных деталей из алюминиевых сплавов. Стенки имеют необходимые утолщения в местах установки подшипников и в местах с резьбовыми отверстиями. В корпусе предусмотрены посадочные места под подшипники 1, являющиеся опорами валов. Имеются отверстия 3 для крепления стакана двигателя 2 и опоры открытой конической передачи 9. В верхней стенке корпуса есть отверстие 4 для доступа к установочному винту зубчатого колеса тихоходной цилиндрической ступени, которое закрывается резьбовой пробкой М5-h5.
Две половины корпуса имеют фланцы 5 толщиной 4для крепления друг к другу. Также для фиксации положения одной половины относительно другой при сборке, предусмотрены посадочные штифты 6 диаметром 1. На одном из фланцев имеются отверстия 7 для крепления электромеханического привода на месте установки. Фланцы крепятся друг к другу винтами М4.
Опора открытой конической передачи и стакан двигателя крепятся к корпусу винтами М3. В стакане двигателя 2 выполнено окно 8 для доступа к установочным винтам муфты. Двигатель крепится в стакане установочными винтами М3. Конструкция корпусных деталей представлена на рис.13.
8. Расчет допусков размеров и формы выходного вала 8.1. Расчет допусков размеров и посадок. Расчет допусков и посадок вала под подшипники качения. Выбираем для подшипника 5-го класса точности, посадочное место изготовленное по 5-му квалитету. Внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционную нагрузку, следовательно, выбираем посадку с натягом . Для такой посадки основным является верхнее предельное отклонение . При диаметре вала и 6-м квалитете, допуск , тогда нижнее предельное отклонение
,

. Расчет допусков и посадок вала под зубчатое колесо. Согласно рекомендациям по посадке зубчатых и червячных колес на валы и оси, выбираем для посадки зубчатого колеса открытой конической передачи посадку . Для такой посадки основным является нижнее предельное отклонение при таком допуске равно , При диаметре вала и 6-м квалитете, допуск , тогда верхнее предельное отклонение
,
. . Расчет допусков и посадок концевого участка. Согласно рекомендациям по посадке полумуфт, шкивов на цилиндрические концы валов, следует выбирать переходные посадки, обеспечивающие достаточно надежное центрирование и простоту сборки. Выбираем посадку . Предельные отклонения при таком допуске равны , При диаметре вала и 6-м квалитете, допуск , тогда верхнее предельное отклонение
, нижнее предельное отклонение
,
. Расчет допусков и посадок шпоночного паза. Поле допуска на ширину паза, исходя из рекомендаций, выбираем . Для такой посадки основным верхнее предельное отклонение При ширине паза и 9-м квалитете, допуск , Тогда нижнее предельное отклонение

. Предельное отклонение глубины шпоночного паза равно . 8.2. Расчет допусков формы. Расчет допусков формы поверхности вала под подшипники качения. Для обеспечения допустимых значений зазора и углов взаимного перекоса внутреннего и наружного колец подшипников качения ГОСТ 3325-85 предусматривает допуски на отклонение от круглости и профиля продольного сечения посадочных поверхностей вала, а так же допуски на отклонения их от соосности относительно общей оси вала и допуски торцевого биения упорных заплечиков вала. Допуски круглости и продольного сечения выбираем по справочным таблицам, и они равны
. Допуск торцевого биения упорного заплечика вала выбираем по справочным таблицам, и он равен
. Допуск соосности
, принимаем . Расчет допусков формы поверхности вала под зубчатое колесо. Для обеспечения равномерного распределения напряжений при посадках зубчатых колес на вал с натягом отклонения формы посадочной поверхности ограничивают допуском цилиндричности
. Для обеспечения выполнения норм кинематической точности передачи нормируется допустимое отклонение от соосности оси посадочной поверхности относительно общей оси вала .
Ориентируясь по диаметру средней делительной окружности зубчатого колеса, находим допуск на радиальное биение зубчатого венца
, по величине определяем наибольшее допускаемое отклонение от соосности , по справочной таблице находим ближайшее меньшее значение допуска соосности для , , что соответствует 5-ой степени точности. Так как , , торцевое биение упорного буртика не нормируется. Допуск симметричности на технологическое углубление под упорный винт находится как допуск симметричности для шпоночного паза
, где - допуск ширины шпоночного паза, при ширине шпоночного паза , ширина шпоночного паза принята равной диаметру углубления, тогда
. Допуск симметричности резьбового отверстия для установочного винта на зубчатом колесе принимаем, исходя из справочных таблиц и диаметра отверстия
. Допуск перпендикулярности резьбового отверстия для установочного винта на зубчатом колесе к оси вращения зубчатого колеса, принимаем исходя из радиуса ступицы колеса как нормируемого участка
Расчет допусков формы для концевого участка вала. Отклонение формы посадочных поверхностей вала под полумуфты, шкивы и звездочки ограничивается допуском цилиндричности определяемым по ГОСТ 24643-81, в зависимости от квалитета точности размера и уровня относительной геометрической точности.
Отклонения расположения на указанные поверхности ограничиваются допуском соосности, определяющим возможные величины дисбаланса. Допуск соосности нормируется только при частоте вращения вала . Так как частота вращения вала в нашем случае , Допуск соосности не нормируется. Расчет допусков формы боковых поверхностей шпоночного паза. Для обеспечения сборки шпоночного соединения необходимо ограничить отклонения от параллельности боковых сторон шпоночного паза на длине прямолинейного участка и отклонение плоскости симметрии шпоночного паза относительно базовой оси поверхности, на которой располагается шпоночный паз .
,
.
Список литературы 1. Атлас конструкций элементов приборных устройств: Учеб. Пособие для студентов приборостроительных специальностей вузов/А. А. Буцев, А. И. Еремеев, Ю. И. Кокорев и др.: Под ред. О. Ф. Тищенко. – Машиностроение, 1982. – 116 с., ил. 2. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. – 3-е изд., перераб. И доп. – М.: Высшая школа, 1978. – 352 с., ил. 3. Конструирование опор валов зубчатых передач: Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин /Авторы-составители Ш. Х. Бикбулатов, В. А. Черноглазов, Г. И. Зайденштейн. – Казань: КАИ, 1984. 28с. 4. Приборные шариковые подшипники. Справочник под ред. К. Н. Явленского и др. – М.: Машиностроение, 1981. – 351с., ил. 5. Проектирование механических передач. Учебное пособие для немашиностроит. вузов. Изд. 4-е, перераб. М., «Машиностроение», 1976. 608 с. С ил. 6. Расчет и конструирование валов: Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин /Автор-составитель В. Л. Юрьева. – Казань: КАИ, 1984. – 32 с. 7. Расчет механических передач: Методические указания к курсовому проектированию по основам конструирования /Казанский авиационный институт; Сост. Ш. Х. Бикбулатов, В. А. Черноглазов, А. П. Лоскутов. Казань, 1991. 38с. 8. Система допусков и посадок на гладкие цилиндрические соединения. Нормирование точности и выбор посадок поверхностей ступенчатого цилиндрического вала: Руководство к лабораторной работе, КГТУ им. А. Н. Туполева, Составители: Матвеев Г. А., Якупова И. П. Казань, 2001. 38 с. 9. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебное пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч. 2. Конструирование/ Н. П. Нестерова, А. П. Коваленко, О. Ф. Тищенко и др.; Под ред. О. Ф. Тищенко. – М.: Высшая школа, 1978. – 232 с., ил 10. Якушев А. И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учебник. – 5-е изд., перераб. И доп. – М.: Машиностроение, 1979. – 343 с., ил.