Материал: УЗЕЛ РЕДУКТОРА ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
dВ dМ (k TИМ /М кр)1/3 =60 (2∙1500/3090)1/3 =59,4 мм. (1.19)
Окончательно принимается значение dВ из ряда нормальных линейных размеров R40. И у нас dВ=62 мм.
1.4.2 Проектировочный расчёт валов
На этом этапе разработки проекта известны только крутящие моменты на валах.
При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс можно определяют, исходя из условия
d (Т/ 0,2 [ ])1/3, (1.20) |
|
где допускаемое напряжение [ ] = (0,026 |
...0,036) в ; наименьшие |
значения принимаются для быстроходных |
валов, средние – для |
промежуточных, наибольшие – для тихоходных валов.
Примем допускаемое напряжение для входного вала [ ] = 0,026 в = 15
МПа; для промежуточного вала [ ] = 0,030 в = 17,5 МПа; для выходного вала
[ ] = 0,036 в = 21 МПа.
Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно в= 580 МПа для заготовок диаметром до 100
мм.
Таким образом диаметр для быстроходного вала, на входном валу
редуктора
d в |
|
3 |
|
T |
|
3 |
|
1530 |
|
|
71.4 |
мм, |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
0.2 |
|
|
0.2 * 21 |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
dп |
|
3 |
|
T |
|
3 |
|
390,38 |
|
|
48,2 мм, |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
0.2 |
|
|
0.2 *17,5 |
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
d |
|
T |
79,65 |
вх |
3 |
3 |
|
|
0.2 |
0.2 *15 |
|
|
|
29,8
мм.
На данном этапе разработки проекта необходимо определить диаметры валов в местах установки подшипников качения.
1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения
Зная значения внутренних диаметров подшипников качения d п
диаметров, назначим тип подшипников.
Принимаем для быстроходного вала конические подшипники средней серии, для промежуточного вала конические подшипники средней серии, для
тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.
Таблица 3
Параметры подшипников
Вал |
Обозначение |
d п |
Dп |
В |
С,кН |
Сo,Кн |
|
|
|
|
|
|
|
Тихоходный |
36214 |
70 |
125 |
24 |
80,2 |
54,8 |
|
|
|
|
|
|
|
Промежуточный |
46309 |
45 |
100 |
25 |
61,4 |
37,0 |
|
|
|
|
|
|
|
Быстроходный |
46308 |
40 |
80 |
23 |
50,8 |
30,1 |
|
|
|
|
|
|
|
1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов
подшипников
Конструктивно межосевое расстояние (рис.2.1.) зубчатой пары
aТ 0,5(Dп1+ Dп2)+ 2g, |
(1.24) |
aб 0,5(Dп3+ Dп2)+ 2g , |
|
где Dп1 Dп2 и Dп3 – наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала, промежуточного вала и входного вала;
2g – минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников,
принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора.
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Диаметр болта должен быть |
|
|||
d 1,25 TИМ 1/3 10 мм, |
(1.25) |
|||
где TИМ в Нм. |
|
|
||
По формуле (1.25) |
|
|
||
d =1,25 * |
3 |
1500 14,3 |
мм. |
|
|
|
|
|
|
Для М14 2g=44 мм. Подставим эти значения в формулу (1.24) и
произведем расчет
aТ 0,5(125+100) + 44=156,5 мм, aб 0,5(100+90) + 44=139 мм.
Полученные конструктивно значения межосевых расстояний aТ и aБ
округлим по ряду R40. Таким образом aТ=160 мм, aб=140 мм.
|
2g |
2g |
Контур внутренней |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Dп3 |
|
|
|
Dп2 |
|
|
Dп1 |
|
полости редуктора |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
dа1б
dа2б dа1т
dп3
dВв
aб
d*
L
со
dа2т
dп1
dп2
dВ
aт
Рис.2. Схема определения межосевых расстояний зубчатых
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор со между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр
aт 0,5dа2б + 0,5 d* + со,
где со = (3 … 5) мм,
значение d* принимается согласно эскизу выходного вала редуктора, dа2б = d2б + 2mб = 2 aб uб /(uб+ 1) + 2mб, d2б – делительный диаметр
зубчатого колеса, mб – модуль зацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуля mб находится в пределах от 1,5 до 3 мм).
dа2б = d2б + 2mб = 2 aб uб /(uб+ 1) + 2 mб =2*5*140/6 + 2*3=239мм aт 0,5*239 + 0,5*72 + 5=160 мм ,
принятое значение межосевого расстояния aт не удовлетворяет условию aт 0,5dа2б + 0,5 d* + со, необходимо принять новое значение aт =160 мм по ряду R40.
1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс
Принятые выше значения aТ и aБ используем для определения делительных диаметров шестерни и колеса тихоходной пары и быстроходной пар (рис 2.1):
d1Т = 2 aТ /(1+ u Т); d2Т = u Т d1Т
d2Б = 2 aБ /(1+ u Б); d2Б = u Б d1Б. (1.26)
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Одна из основных характеристик, определяющих геометрические параметры зубчатых передач, m - модуль зацепления. Z1- число зубьев шестерни.
При назначении остальных параметров каждой зубчатой передачи необходимо выполнять следующие требования и условия.
1. Учитывая требование минимизации габаритов редуктора, выполняем расчёт косозубых цилиндрических передач; т.е. 0, следовательно, cos 1, mz1 d1 и m (d1 / z1).
2.Число зубьев шестерни по условиям отсутствия подрезания зубьев должно быть z1 17 (обычно z1 принимается 20 и более).
3.Кроме того, необходимо, чтобы число зубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2 = u z1 были целым числами.
Значения коэффициента m
Характеристика передач |
m= b/m |
min |
|
|
|
Высоко нагруженные точные передачи, повышенная жёсткость |
|
|
деталей и корпуса |
|
|
Н 350 НВ |
45 … 30 |
6 3 |
Н 350 НВ |
30 … 20 |
9 3 |
Передачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими |
|
|
валами и опорами |
|
|
Н 350 НВ |
30 … 20 |
9 3 |
Н 350 НВ |
20 … 15 |
12 3 |
|
|
|
Произведем расчеты для быстроходной передачи
Межосевое расстояние на входном валу а =140 мм, u = 5. Выполнить геометрический расчёт передачи.
mz1 2a cos min /(u 1) 2*140*0.976 / 6 45.54 z1 22
m 2