 |
4. Проектный расчёт валов.. 5. Конструктивные размеры зубчатой пары. Составление расчетной схемы нагружения валов.
|
|
|
|
4. Проектный расчёт валов.
4. 1. Выбор материала валов.
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные стали 40; 45.
Механические характеристики сталей для изготовления валов определяются по таблице 4.
4. 2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.
Проектный расчёт валов выполняется по напряжениям кручения.
Поэтому для компенсации приближённости этого метода расчёта, допускаемые
|
|
|
|
|
|
|
|
4. 3. Определение геометрических параметров ступеней валов. Для каждой ступени вала определяют диаметр d и длину l.
4. 3. 1. Диаметр вала под элемент открытой передачи:
d1ш = 3
Т × 103 0, 2× [ ]Б
d1К = 3
Т × 103
|
где, Тш и Тк - крутящие моменты равные вращающим моментам на валах см. п. 1. 8.
| |
| |
| |
4. 3. 2. Диаметр вала под подшипник и уплотнение крышки с отверстием:
d2 = d1 +2× t, где t значение высоты буртика (табл. 16. ).
Длина вала:
l2 =1, 5× d2 - вал- шестерня цилиндрическая l2 =1, 25× d2 - вал колеса
4. 3. 3. Диаметр вала под шестерню, колесо:
d3 = d2 +3, 2× r; где r координата фаски подшипника (табл. 16. ).
Длина вала l3 - выбирается графически по эскизной компоновке.
Примечание:
А ) Значение высоты буртика t и координаты фаски подшипника r определить в зависимости от диаметра ступени d:
|
|
|
Б ) Диаметр d2 под подшипник округлить до ближайшего значения диаметра внутреннего кольца подшипника (табл. 17. ).
В ) Все найденные величины диаметров округлить до ближайших больших из ряда (табл. 18. ).
Г ) Длину ступеней округлить до ближайшего стандартного значения (табл. 11. ).
4. 3. 4. Решение вопроса о конструкции вала- шестерни (табл. 19. ).
Шестерни конструируют в двух исполнениях: отдельно от вала (насадная шестерня) и как одно целое с валом (вал-шестерня).
Вал-шестерню выполняют в тех случаях, когда расстояние от впадины зуба до шпоночного паза оказывается меньше величины 2, 5m.
Если расстояние х> 2, 5m (m - окружной модуль), то шестерни изготовляют съёмными.
Расстояние Х от впадины зуба до шпоночного паза: Х = d f 1 - d3ш - tв , где tв – глубина паза в вале
Если Х< 2, 5 m/cosb, то вал-шестерня.
Если Х> 2, 5 m /cosb, то шестерня насадная.
5. Конструктивные размеры зубчатой пары. Составление расчетной схемы нагружения валов.
5. 1. Зубчатые колёса состоят из обода, несущего зубья; ступицы, насаживаемой на вал, и диска, соединяющего обод со ступицей.
Зубчатые цилиндрические стальные колёса малых диаметров выполняют обычно коваными;
при диаметрах da до 500 мм - коваными или штампованными; при da > 500 мм - литыми с диском или со спицами.
Штампованные заготовки по форме соответствуют готовым деталям, механическая обработка нерабочих поверхностей не требуется.
Таблица5. 1. Определение размеров зубчатых металлических колёс
Обозначения: dв – диаметр вала; m – модуль; b – ширина венца
5. 2. В корпусе редуктора размещаются детали зубчатых передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жёсткость, исключающие перекосы валов.
|
|
|
Для повышения жёсткости служат рёбра, располагаемые у приливов, под подшипники. Корпус обычно выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Полость разъема проходит через оси валов.
В вертикальных цилиндрических редукторах разъёмы делают по двум и даже по трём плоскостям.
Материал корпуса обычно чугун СЧ10 или СЧ15.
Так же исходными данными для эскизной компоновки являются: межосевое расстояние, диаметры колёс, ширины колёс, диаметры валов, размеры ступиц колёс, размеры подшипников качения.
Таблица5. 2. Основные элементы корпуса из чугуна
| Параметры | Ориентировочные соотношения (размеры, мм) |
| Толщина стенки корпуса и крышки редуктора одноступенчатого цилиндрического | d = (0, 025× aw +1), мм dmin = 8, 0мм d1 = (0, 025× aw +1), мм |
| Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса | b=1, 5∙ δ |
| Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса | b1=1, 5∙ δ 1 |
Продолжение таблицы 5. 2
| Толщина нижнего пояса корпуса: без бобышки при наличии бобышки | p=2, 35∙ δ p1=1, 5∙ δ 1 p2=(2, 25-2, 75)∙ δ |
| Толщина рёбер основания корпуса | m=(0, 85 – 1)∙ δ |
| Толщина рёбер крышки | m1=(0, 85 – 1)∙ δ 1 |
| Диаметр фундаментных болтов (их число z > 4) | d1 = 0, 036 ∙ aw +12 |
| Диаметр болтов у подшипников, соединяющих основание корпуса с крышкой | d2= 0, 75 d1 d3 =( 0, 5 – 0, 6) d1 |
| Винты (болты) крепления крышки подшипника d4 (табл. 20. ) Число винтов (болтов) n | М8-М12 n = 4 — 6 |
| Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по диаметру по торцам | A= (1 – 1, 2)∙ δ A1=A |
5. 3. Предварительно выбираем подшипники (табл. 21. ), ориентируясь на внутренний диаметр валов в месте посадки подшипников, и заносим данные в таблицу.
Таблица5. 3. Данные подшипников.
|
Вал | Размер в мм. | Условное обозначение подшипника | Грузоподъёмность, кН | |||
| Диаметр в месте посадки подшипника | Подшипник | Динамичес-кая С | Статическа я Со | |||
| Ширина В, мм | Диаметр наружного кольца D, мм | |||||
| Ведущий | ||||||
| Ведомый | ||||||
5. 4. Определение расстояния между точками приложения реакций опор подшипников L (мм)
|
|
|
L =lст +2А+ В, где
lст - длина ступицы колеса
А – зазор между боковой поверхностью ступицы колеса и стенкой корпуса редуктора
В – ширина подшипника ведомого вала
5. 5. Выполнение эскизной компоновки
Эскизную компоновку желательно выполнять на миллиметровке. Для ее выполнения необходимо использовать ранее выполненные расчеты передач, конструктивную разработку валов, а также размеры ранее выбранных подшипников.
Цилиндрическая передача
Нанести геометрические оси колес на расстоянии aw друг от друга (рис. 5. 5). Нанести контуры ведущей шестерни по размерам d1, da1, df1, b1, определить размеры фасок (n = 0, 5m) на торце зубчатого венца и вычертить их на шестерне. Выполнить местный разрез, чтобы показать зуб шестерни.
Вычертить ведомое колеса в разрезе по размерам d2, da2, df2, b2. Вычертить фаски (n = 0, 5m) на торцах зубчатого венца, вычертить технологические проточки. При d2 < 80 мм эти проточки не делают. Вычертить ступицу колеса по размерам диаметр dст и длина Lст ступицы.
Вычертить внутренний контур корпуса редуктора.
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок оставляют зазор А, мм
L = aw + da1 / 2 + da2 / 2,
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм. После вычисления значения округляют в большую сторону до целого числа.
Сконструировать быстроходный вал по ранее рассчитанным размерам d1, d2, d3. Сконструировать тихоходный вал по ранее рассчитанным размерам d1, d2, dбп и dбк.
В единичном и мелкосерийном производстве тихоходные валы целесообразно делать с буртами, служащими распоркой и монтажной базой. В крупносерийном производстве лучше выполнять их гладкими с распорными втулками.
Вычертить дистанционную втулку, которая является осевым фиксатором между колесом и внутренним кольцом подшипника.
Вычертить подшипник на тихоходном валу по ранее выбранным размерам D, d и B, прижимая их к внутреннему контуру корпуса редуктора.
|
|
|
Предварительная компоновка редуктора 
Рис. 5. 5
5. 6. Изображаем схемы вала шестерни и вала колеса редуктора с указанием сил, возникающих в зацеплении.
Схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора.
а) вертикальный
б) горизонтальный
Рис. 5. 6
|
|
где d2 - диаметр делительной окружности колеса,
T - вращающий момент на тихоходном валу.
5. 6. 2. Радиальное усилие Fr: для прямозубых передач
|
|
|
|
Осевая сила в прямозубом и шевронном зацеплениях Fa=0
|
|
|
