1.3 Основные исходные данные

С учетом вышеизложенного, к исходным данным для курсовой работы относятся базовый чертеж редуктора, его техническая характеристика, а также выбранный объем и условия производства (серийное производство). Редуктор работает при температуре окружающего воздуха 50 С, но внутренний тепловой режим не отличается большими тепловыделениями. Поэтому никаких особых требований к его сборке не предъявляется.

2 Конструкторская часть

2.1 Мероприятия по отработке изделия на технологичность и краткое описание предлагаемой конструкции

Согласно сборочному чертежу в исходной конструкции изделия выявлены некоторые недостатки и предложены мероприятия по их устранению.

Наиболее существенным недостатком исходной конструкции является повышенная трудность сборки, связанная с геометрией корпуса и его вертикальным разъемом. В предлагаемом варианте редуктора для обеспечения удобства сборки была изменена геометрия корпуса 1(здесь и далее номера позиций по сборочному чертежу предлагаемой конструкции редуктора). Разъем корпуса выполнен по осям валов 3, 5. При таком исполнении изделия некоторые элементы стали излишними, например втулка.

В новой конструкции установлены закладные крышки 8 и 10, которые не требуют крепления к корпусу резьбовыми деталями. Кроме того, с целью унификации шарикоподшипники разных типоразмеров (200 ГОСТ 8338-75 и 202 ГОСТ 8338-75) заменены на два одинаковых подшипника (7000103 ГОСТ 8338-75).

В базовой конструкции не предусмотрена осевая фиксация манжет. Для устранения данного недостатка в предлагаемом варианте на валах 3, 5 установлены упорные пружинные кольца 19, 20 [4].

Устаревшие средства для герметизации крышек (прокладки), используемые в исходной конструкции, заменены жидким герметиком.

Наконец, в новом варианте исполнения редуктора тихоходная зубчатая пара выполнена узковенцовой b_w=26 мм.

Все вышеизложенные изменения позволили уменьшить осевые габариты редуктора и разбить конструкцию на отдельные модули: валы в сборе, крышки в сборе собираются отдельно, а затем устанавливаются в корпус.

2.2 Размерный анализ изделия

На сборочном чертеже предлагаемой конструкции редуктора показаны основные размерные цепи этого изделия. В технических требованиях сборочного чертежа четко сформулированы пять пунктов, выполнение которых при сборке этого узла может быть гарантировано путем расчета соответствующих размерных цепей.

Согласно СТ 10–9–7–В ГОСТ 1643–81 при монтаже цилиндрических зубчатых передач (m  1 мм) необходимо обеспечить три параметра точности:

1. Межосевое расстояние (a_w=50 мм) в пределах ±f_a (±0,06);

2. Межосевой угол (0º) по параллельности осей в пределах ±f_х (±0,011/26);

3. Межосевой угол (0º) по перекосу осей в пределах ±f_у (±0,0056/26);

Эти параметры являются замыкающими звеньями соответствующих размерных цепей А, α, и β. Таким образом, при модуле m=1,5 мм, передаточном числе U_н=6,3, межосевом расстоянии a_w=50 мм и ширине зубчатого колеса b_w=26 мм они имеют следующие значения:

А_Σ=50f_a (0,06) [3], табл. 5.39;

α_Σ=0º±f_х/b_w (0,011/26);

β_Σ=0º±f_у/b_w (0,0056/26).

Все эти параметры объективно можно обеспечить только методом неполной взаимозаменяемости (МНВ). Поэтому расчет соответствующих цепей производят вероятностным методом [1, 3].

Цепь А определяет отклонение межосевого расстояния (МОР) цилиндрической зубчатой передачи.

В состав данной цепи входят следующие звенья:

А₁=0F_r/2 (0,05) – MOP делительной поверхности вала–шестерни 31 и его подшипниковых шеек 15k6; отклонения этого звена обусловлены радиальным биением зубчатого венца вала-шестерни, где F_r=0,1 – допуск радиального биения (3, табл. 5.7);

А₂=0(R_i+R_a)/2 (0,015) – MOP подшипниковых шеек вала–шестерни 15k6 и подшипниковых расточек корпуса ØØ35J_s7; отклонения этого звена обусловлены радиальными биениями дорожек качения внутренних и наружных колец подшипников, где R_i=0,010, R_a=0,020 – допуски радиальных биений дорожек качения (3, табл. 4.82; 4.83);

А₃=50JT9/2 (0,031) – MOP подшипниковых расточек корпуса ØØ35J_s7 и ØØ47J_s7, где JT9/2 – по рекомендациям ([3], с.364) и ([2], табл. 1.8);

А₄=0(R_i+R_a)/2 (0,0165) – MOP подшипниковых шеек тихоходного вала и подшипниковых расточек корпуса ØØ47J_s7; отклонения этого звена (как и у А₂) обусловлены радиальными биениями подшипников тихоходного вала, где R_i=0,013, R_a=0,020 – допуски радиальных биений дорожек качения (3, табл. 4.82; 4.83);

А₅=0Т /2 (0,0125) – МОР посадочной поверхности Ø22r6 и подшипниковых шеек ØØ20k6 тихоходного вала; отклонения этого звена обусловлены несоосностью поверхности Ø22r6 относительно подшипниковых шеек вала, где Т =0,025 – допуск соосности поверхности Ø22r6 ([2], табл. 2.40);

А₆=0F_r/2 (0,05) – МОР делительной поверхности зубчатого колеса и его посадочного отверстия Ø22Н7; отклонения этого звена обусловлены радиальным биением зубчатого венца колеса, где F_r=0,1 – допуск радиального биения ([3], табл. 5.7).

Проверим номинальные размеры звеньев по формуле:

А_=_i A_i, (1)

где _i – передаточное отношение звена.

А_=50–(0+0+0+0+0)=50 мм.

Поскольку средние отклонения всех звеньев цепи равны нулю, среднее отклонение замыкающего звена также будет равно нулю.

Найдем вероятностную погрешность на замыкающем звене по формуле:

, (2)

где t – коэффициент, зависящий от процента риска ([3], табл. 3.8.);

T_i – допуск составляющего звена цепи, мм;

_i – коэффициент относительного рассеяния.

В данной цепи имеем _i=1. Кроме того, примем t=3 (p=0,27%); _i=1/3 (закон Гаусса).

После подстановки всех известных значений получаем:

мм.

Так как >T_Σ, оценим процент риска с учетом формулы (2):

.

По табл. 3.8 [3] находим процент риска р≈3%. Это значение приемлемо при производстве обычной редукторной техники. Межосевое расстояние в цилиндрической передаче выдерживается.

Цепи  и  определяют соответственно отклонения от параллельности и перекос осей делительных поверхностей зубчатых колес тихоходной пары.

В состав данных цепей входят следующие звенья:

₁=₁=0^F_/b_w (0,011/38) – межосевой угол (МОУ) делительной поверхности зубчатого венца вала–шестерни и его подшипниковых шеек; отклонения этих звеньев обусловлены погрешностью направления зуба вала–шестерни 4, где F_=0,011 – допуск направления зуба ([3], табл. 5.10); b_w=38 – ширина зубчатого венца вала–шестерни 4;

₂=₂=0^(R_i+R_a)/l₂ (0,03/100) – MOУ подшипниковых шеек вала-шестерни 15k6 и подшипниковых расточек корпуса ØØ35J_s7; отклонения обусловлены радиальными биениями внутренних и наружных колец подшипников, где R_i=0,010, R_a=0,020 – допуски радиальных биений дорожек качения (3, табл. 4.82; 4.83); l₂ – расстояние между центрами подшипников 23;

₃=0^(Т/l₃); ₃=0^(Т/l₃) – проекции МОУ подшипниковых расточек корпуса соответственно на параллельную и перпендикулярную осям валов плоскости; Т– допуск параллельности (перекоса) осей расточек корпуса, l₃=120 – ширина корпуса;

₄=₄=0^(R_i+R_a)/l₄ (0,033/50) – MOУ подшипниковых шеек тихоходного вала 20k6 и подшипниковых расточек корпуса 47J_s7; отклонения этих звеньев обусловлены (как и у ₂=₂) радиальными биениями подшипников тихоходного вала, где R_i=0,013, R_a=0,020 – допуски радиальных биений дорожек качения (3, табл. 4.82; 4.83); l₄ – расстояние между центрами подшипников 25;

₅=₅=0^(Т /2)/l₅ (0,0125/32) – MOУ поверхности Ø22r6 и подшипниковых шеек тихоходного вала 20k6; отклонения этих звеньев обусловлены несоосностью поверхности Ø22r6 относительно подшипниковых шеек 20k6, где Т =0,025 – допуск соосности поверхности Ø22r6 ([2], табл. 2.40); l₅ – длина посадочной поверхности Ø22r6 вала 3;

₆=₆=0^F_/b_w (0,011/26) – МОУ делительной поверхности зубчатого венца вала 3 и его посадочного отверстия Ø22Н7; отклонения этих звеньев обусловлены погрешностью направления зуба зубчатого колеса, где F_=0,011 – допуск направления зуба колеса 6 ([3], табл. 5.10);

В этих цепях у всех звеньев _i=0 и _i=0, поэтому равенство номиналов выполняется автоматически. Также автоматически выполняется равенство средних отклонений, так как в обеих цепях у всех звеньев _ci=0.

По рекомендациям [3], с.364 найдем допуски на звенья ₃ и ₃.

, (3)

где Т_3 –параллельность осей передачи, мм.

мм.

Аналогично по формуле (3) находим допуск на перекос осей:

мм.

После округления окончательно назначаем стандартные допуски по табл. 2.28 [2]:

₃=0^0,04/120;

₃=0^0,016/120.

Находим передаточные отношения ₁ составляющих звеньев по формуле:

. (4)

Получаем следующие передаточные отношения:

;

;

;

;

;

.

В этих цепях все звенья можно считать увеличивающими звеньями, так как отклонения углов являются симметричными.

По формуле (2) находим вероятностную погрешность замыкающих звеньев _ и _:

=0,06/26 мм/мм.

Поскольку >T_Σ, оценим процент риска.

.

По табл. 3.8 [3] находим процент риска р≈32%.

Аналогично, найдем ожидаемую величину перекоса осей передачи:

=0,055/26 мм/мм.

Поскольку >T_Σ, оценим процент риска.

.

По табл. 3.8 [3] находим процент риска р≈32%. Это показывает, что перекосы и параллельность осей зубчатых передач выдержать в заданных допусках при производстве обычной редукторной техники практически невозможно.

Цепь Б обеспечивает выполнение пункта 5 технических требований сборочного чертежа. Учитывая, что данная цепь содержит более пяти звеньев, применим МНВ. Замыкающим звеном в этой цепи является сборочный зазор между крышкой 8 и подшипником 25, обозначенный Б_. Согласно условию сборки имеем: Б_0. Поэтому, Б_=0, нижнее отклонение замыкающего звена J_ =0.

По сборочному чертежу, а также учитывая виды размеров, назначим на них номинальные размеры и предельные отклонения.

Б₁=Б₄=14_-0,12 – ширина подшипников 25 № 204;

Б₂=4h12(_-0,12) – длина ступеньки вала 3;

Б₃=33h11(_-0,16) – ширина ступицы колеса 6;

Б₅=70h12(_-0,3) – размер, принадлежащий корпусу 1;

Б₆=5h11(_-0,075) – размер, принадлежащий крышке 8.

Проверим номинальные размеры звеньев по формуле (1):

Б_=70-(14+4+33+14+5)=0.

Размеры назначены верно.

По формуле (2) найдем вероятностную погрешность замыкающего звена:

мм.

Найдем нижнее отклонение замыкающего звена по формуле:

, (5)

где _сΣ – середина поля допуска замыкающего звена, мм.

Середина поля допуска замыкающего звена определяется по формуле:

, (6)

где – сумма середин допусков увеличивающих звеньев цепи, мм;

– сумма середин допусков уменьшающих звеньев цепи, мм.

мм.

мм.

По условию задачи J_ =0. Чтобы добиться необходимого условия, нужно произвести корректировку предельных отклонений у одного из звеньев. В качестве такого звена примем размер Б₂.

Используя формулу (5), получаем:

,

мм.

Вычислим новые предельные отклонения звена Б₂ по следующим формулам:

, (7)

где – верхнее отклонение i–го звена.

, (8)

где – нижнее отклонение i–го звена.

мм.

мм.

.

Найдем верхнее отклонение замыкающего звена по формуле:

, (9)

мм.

Проверим правильность решения цепи по формуле:

, (10)

мм.

Замыкающее звено: Б_=0^+0,4.

Цепь В обеспечивает выполнение пункта 6 технических требований сборочного чертежа. Данную цепь рассчитываем аналогично цепи Б.

Замыкающим звеном в данной цепи является выступание буртика вала 3 относительно крышки 8, обозначенное В_. По условию сборки имеем: В_1. Следовательно, В_=1, J_ =0.

Согласно сборочному чертежу, а также, учитывая виды размеров, назначим на них номинальные размеры и предельные отклонения.

В₁ =11JT12/2(0,09) – размер, принадлежащий крышке 8.

В₂=70h12(_-0,3) – размер, принадлежащий корпусу 1;

В₃=14_-0,12 – ширина подшипника 25 № 204;

В₄=33h11(_-0,16) – ширина ступицы колеса 6;

В₅=35h11(_-0,16) – размер, принадлежащий валу 3.

Проверим номинальные размеры звеньев по формуле (1):

В_=35+33+14-70-11=1.

Размеры назначены верно.

По формуле (2) находим вероятностную погрешность замыкающего звена:

мм.

Найдем нижнее отклонение замыкающего звена по формуле (5):

мм.

По условию задачи J_=0. Чтобы добиться необходимого условия, нужно произвести корректировку предельных отклонений у одного из звеньев. В качестве такого звена примем размер В₅.

Используя формулу (5), получаем:

,

мм.

По формулам (7), (8) определяем новые предельные отклонения звена В₅:

мм.

мм.

.

Найдем верхнее отклонение замыкающего звена по формуле (9):

мм.

Проверим правильность решения цепи по формуле (10):

мм.

Замыкающее звено: В_Σ=0^+0,43.

Результаты размерного анализа заносим в сводную таблицу 1:

Таблица 1 – Результаты размерного анализа

Цепь А	МНВ	Цепь α	МНВ	Цепь β	МНВ	Цепь Б	МНВ	Цепь В	МНВ
А1		α1		β1		Б1	14-0,12	В1
А2		α2		β2		Б2		В2	70h12(-0,3)
А3		α3		β3		Б3	33h11(-0,16)	В3	14-0,12
А4		α4		β4		Б4	14-0,12	В4	33h11(-0,16)
А5		α5		β5		Б5	70h12(-0,3)	В5
А6		α6		β6		Б6	5h11(-0,075)	ВΣ	1+0,43
АΣ	50±fa(±0,06)	αΣ		βΣ		БΣ	0+0,4