 |
Проектировочный расчет быстроходной передачи
|
|
|
|
Для двухступенчатого соосного редуктора (схемы 03,04,05 на рис.1.1) awБ = awТ. Для двухступенчатого несоосного редуктора (схем 01,02,06 на рис.1.1) по ГОСТ2185-66 рекомендуется принять 
с округлением до ближайшего числа, кратного пяти, или по ряду размеров Ra 40 по ГОСТ6636-69.
Определяют коэффициент ширины зубчатых колес по формуле:
, (3.33)
где Ka =495- для прямозубых колес; для косозубых колес Ka =430; [ σH ]Б- допускаемое контактное напряжение для менее прочного из колес, МПа; KHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, при проектировочном расчете можно принять KHβ = 1,2…1,3.
Определяют коэффициент ширины ψbdБ по формуле:
. (3,34)
Далее проектировочный расчет быстроходной ступени ведут аналогично проектировочному расчету тихоходной ступени в соответствии с подразделом 3.4.2…3.4.6.
Разработка эскизного проекта редуктора
После определения межосевых расстояний, размеров колес приступают к разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют ориентировочные диаметры ступеней валов, размеры зубчатых колес, выбирают типы подшипников и схемы их установки, затем определяют расположение деталей передач и расстояния между ними.
Диаметры валов и выбор подшипников
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:
для быстроходного (входного) вала (рис. 4.1 и 4.2)
;
для промежуточного вала (рис. 4.1 и 4.2)
;
для тихоходного (выходного) вала (рис. 4.1 и 4.2)
; 
.
В приведенных формулах Т1Б; Т2Б; Т2Т - моменты, Нм.
|
|
|
Вычисленные значения диаметров dК; dБК; dБП округляют в ближайшую сторону по стандартному ряду чисел Ra 40 согласно ГОСТу 6636 – 69 /2;3/, а d п. и координату r фаски подшипника принимают из стандартов на подшипники /1;2;3/.
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники. Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии.
При значительных осевых нагрузках в редукторах с цилиндрическими косозубыми колесами (большой угол наклона зубьев) валы могут устанавливаться на однорядных роликовых конических подшипниках легкой (средней) серии.
Подшипники, установленные между торцовыми крышками и упирающиеся в них, на валах, как правило, в осевом направлении не крепятся (см. рис. 4.1 и 4.2). Между торцами крышек и подшипниками устанавливается зазор с=0,2…0,5 мм для предотвращения заклинивания подшипников при тепловом расширении вала. Расстояние l от стенки корпуса до торца подшипника принимают l= 0 при vБ≤(2…5) м/c l=3…5 при vБ >5 м/с.
Диаметры концов быстроходного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов по ГОСТу 12081 – 72 или ГОСТу 12080-66 /2;3/. При этом диаметр d концевого участка быстроходного вала должен быть равен (0,8…1,2)dэд – диаметр вала электродвигателя, с которым вал редуктора соединен муфтой.
 |
Рис. 4.3. Компоновка цилиндрического
двухступенчатого соосного редуктора.
Рис 4.4. Компоновка цилиндрического
двухступенчатого редуктора развернутой схемы.
Высоту t цил..(t кон) заплечика, и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d из табл. 4.1
Таблица 4.1
Геометрические параметры ступеней валов, мм
| d | 17..22 | 24..30 | 32..38 | 40..44 | 45..50 | 52..58 | 60..65 | 67..75 | 80..85 |
| t цил | 3,5 | 3,5 | 3,5 | 4,5 | 4,6 | 5,1 | 5,6 | ||
| t кон | 1,5 | 1,8 | 2,0 | 2,3 | 2,3 | 2,5 | 2,7 | 2,7 | 2,7 |
| f | 1,2 | 1,2 | 1,6 | 2,5 | 2,5 |
|
|
|
Соединение вал-ступица
В большинстве случаев в редукторах для крепления колес и муфт на валах применяют призматические шпонки по ГОСТу 23360-78 или ГОСТу 10748-79. Стандарты предусматривают для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b; h; t1 берут из таблиц работ /1;2;3/ и определяют рабочую длину lp шпонки по формуле:
где T – крутящий момент на валу, Нм; d - диаметр вала, мм 
(d ср - для конических концов валов); [ σсм ]=130…180 МПа – допускаемое напряжение на смятие.
Полная длина шпонки со скругленными торцами
.
Полученное значение согласуется и принимается из стандартного ряда по ГОСТу 23360-78 или ГОСТу 10748-79 /1;2;3/.
Длину ступицы назначают на 8…10 мм больше длины шпонки, т.е. lст = l+(8…10). Полученное значение lст следует округлить до ближайшего числа из ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69 и проверить условие 0,8d ≤ lст ≤ 1,5d. Если по результатам расчета шпоночного соединения получают длину ступицы lст<1,5d, то можно установить две шпонки, диаметрально расположенные на валу, или перейти на шлицевое соединение.
Длины концевых участков быстроходного и тихоходного валов принимают из ГОСТа 12081-72 и ГОСТа 12080-66 при условии lк.у>lшп.
При установке зубчатых колес на валы с натягом очень трудно совместить шпоночный паз колеса со шпонкой на валу. Для облегчения сборки рекомендуют /1/ предусматривать направляющий посадочный конус или цилиндрический участок вала с полем допуска d 11.
|
|
|
