kinras (1)
.pdfДвухступенча- |
|
|
|
|
|
|
|
|
тый коническо- |
|
12,5…20 |
|
UРЕД |
|
1,1 |
UРЕД |
|
цилиндриче- |
|
|
|
UТП |
|
|
||
ский |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
В нашем случае общее передаточное число привода машины опреде-
ляется как произведение частных передаточных чисел |
|
Uобщ = Uрп Uред. |
(2.5) |
Так как редуктор имеет две ступени: быстроходную и тихоходную, то Uред = Uбп Uтп – передаточное число редуктора;
Uобщ = Uрп Uред = Uрп Uбп Uтп.
Здесь Uрп -передаточное число ременной передачи; Uбп - передаточное число быстроходной передачи; Uтп - передаточное число тихоходной передачи;
По таблице 3 принимаем предварительно передаточное число клиноременной передачи Uрп = 3. Тогда, передаточное число редуктора равно
Uред= |
|
Uобщ |
38,026 |
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
= |
|
|
|
|
|
=12,675 |
|
(2.6) |
||||||
|
Uрп |
|
3 |
|
||||||||||||||
Определяем передаточное число тихоходной ступени редуктора |
(2.7) |
|||||||||||||||||
Uтп 0,88 |
|
|
|
|
0,88 |
|
3,13 |
|||||||||||
Uред |
||||||||||||||||||
12,675 |
||||||||||||||||||
Принимаем передаточное число из стандартного ряда Uтп. =3,15. |
||||||||||||||||||
Тогда |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
Uбп= |
Uред |
12,675 |
|
=4,023 . |
|
|
||||||||||||
|
|
|
= |
|
|
|
|
|
(2.8) |
|||||||||
|
Uтп |
|
|
3.15 |
|
|
||||||||||||
Принимаем Uбп = 4.0, |
|
|||||||||||||||||
тогда Uред = Uбп Uтп = 4,0 3,15 = 12,6. |
|
|||||||||||||||||
Уточняем передаточное число ременной передачи |
|
|||||||||||||||||
Uрп |
Uобщ |
|
|
38,026 |
3,017. |
(2.9) |
||||||||||||
Uред |
|
12,6 |
|
|
Для уточнения передаточных чисел привода определяем числа зубьев зубчатых колес ступеней редуктора и диаметры шкивов ременной передачи.
2.2.1 Определение чисел зубьев колес редуктора.
Минимальное число зубьев шестерни при условии неподрезания зуба для некоррегированного профиля зуба равно Zmin 17.
11
Принимаем число зубьев шестерни быстроходной передачи
Z1 Z1=20.
Принимаем число зубьев шестерни тихоходной передачи Z3=20. Тогда число зубьев зубчатых колес равно
Z2 Z2=Z1 Uбп 20 4 80
Z4 Z3 Uтп 20 3,15 63
При уточнении числа зубьев колеса необходимо варьировать числом зубьев шестерни, обычно в пределах от 17 до 24, чтобы получить целое число зубьев на колесе. Если этого не удалось добиться подбором зубьев шестерни, то необходимо число зубьев колеса получить близким к целому числу и округлить до целого числа и уточнить передаточное число.
2.2.2 Определение диаметров шкивов ременной передачи
При выборе диаметра шкива и типа ремня ориентируемся на мощность, передаваемую одним ремнем [2,с.265] .Выбираем клиновой ремень типа А и минимальный диаметр шкива
D1 = 140 мм.
D2 = D1 Uрп 1- =140 3,017 1-0,02 =413, 93 мм, |
(2.10) |
||||||||||||||||||
где ε = 0,02 - коэффициент, учитывающий упругое скольжение ремня. |
|||||||||||||||||||
Принимаем D2 |
= 414 мм и уточняем Uрп . |
|
|||||||||||||||||
U |
рп |
|
|
|
|
D2 |
|
|
414 |
|
3,017мм. |
(2.11) |
|||||||
D1 |
1 |
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
140 1 0,02 |
|
|
|
|
|||||||||||
2.2.3. Определение частоты вращения валов |
|
||||||||||||||||||
n |
|
nэд |
|
|
1445 478,95 мин 1, |
|
|
||||||||||||
Uрп |
|
(2.12) |
|||||||||||||||||
|
1 |
|
|
3,017 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
n |
|
|
|
|
n |
|
478,95 |
|
|
|
1 |
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
119,73мин |
|
|
, |
|
|||
2 |
|
Uбп |
4 |
|
|
|
(2.13) |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
n |
|
|
|
|
n |
2 |
|
|
119,73 |
38,01мин |
1 |
. |
|
|
|||||
3 |
|
Uтп |
3,15 |
|
|
|
|
|
(2.14) |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2.2.4.Определение погрешности частоты вращения рабочего вала машины
n |
рм |
n3 |
nрм |
100% |
38,01 38 |
100% 0,026 %,<5%. |
(2.15) |
|
|
n |
рм |
38 |
|||||
|
|
|
|
|
12
2.2.5. Определение мощностей и крутящих моментов на валах привода машины
N1 Nэд рп зп пк 5,42 0,98 0,99 5,2 кВт, |
(2.16) |
|||||||||||||
N2 |
N1 зп пк 5,2 0,98 0,99 5,04 кВт, |
(2.17) |
||||||||||||
N3 |
N2 пк м 5,04 0,99 0,99 4,94 кВт. |
(2.18) |
||||||||||||
Ткр1 |
9550 |
|
|
N1 |
|
|
9550 |
5,2 |
|
103,68 H м, |
|
|||
|
|
n1 |
478,95 |
(2.19) |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
Ткр2 |
9550 |
|
N2 |
|
9550 |
5,04 |
|
402,0 H м, |
(2.20) |
|||||
|
n2 |
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
119,73 |
|
||||||||
Ткр3 |
9550 |
N3 |
|
9550 |
|
|
4,94 |
1241,17 H м |
(2.21) |
|||||
n3 |
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
38,01 |
|
3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
3.1.Выбор материалов зубчатых колес, способов термической обработки и определение допускаемых напряжений.
Основным материалом зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали, так как по сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Известно, что из двух зацепляющихся элементов зубчатой передачи, зуб шестерни подвержен большему числу циклов нагружений по сравнению с колесом. Поэтому для создания равнопрочности шестерня выполняется из материала с более высокими прочностными характеристиками.
По табл. 3.1.[2,с.90] выбираем для шестерни сталь 40ХН, а для колеса – 40Х. Изделия подвергаем закалке при нагреве ТВЧ по всему контуру для обеспечения поверхностной твердости зубьев HRC 50...55.
3.2. Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения определяем по зависимости
|
|
|
KHL |
|
1050 1,0 |
875 МПа, |
|
|
|
|
|
|
SH |
|
|
(3.1) |
|
|
|
|
|
1,2 |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
где
17 HRC+200=17 50+200=1050МПа – контактная выносли-
вость;
K 1,0 – коэффициент долговечности;
HL
13
SH 1,2 – коэффициент безопасности.
3.3. Определение допускаемых напряжений изгибной выносли-
вости |
|
|
F KFL |
|
|
|
|
|
|
|
|
420 1,0 |
240 МПа , |
|
|
|
|
SF |
1,75 |
(3.2) |
|||
|
F |
|
|
|
|||
где |
= 420 МПа – напряжения изгибной выносливости; |
|
|||||
F |
|
|
|
|
|
|
|
K = 1,0 – коэффициент безопасности;
FL
SF = 1,75 – коэффициент долговечности.
3.3 Расчет параметров цилиндрической зубчатой передачи
При расчете параметров зубчатой пары определяются:
-межосевое расстояние;
-модуль зубчатой передачи;
-геометрические размеры зубчатых колес,
3.3.1.Определение межосевого расстояния быстроходной зубчатой передачи (между валами 1 и 2) и модуля зубчатой передачи
Межосевое расстояние быстроходной косозубой зубчатой передачи определяется из условия контактной прочности зубьев.
aw1 Ka Uбп |
1 3 |
KHTкр2 |
|
|
(3.3) |
|
|
|
2 |
||||
|
2 |
|
|
|
||
|
|
2Uбп |
ba H |
|
|
1,3 402430 4 1 3 2 42 0,2 8752 101,95 мм,
где Ka = 430 – числовой коэффициент для косозубых передач;
KH = 1,3 – коэффициент нагрузки (задается или определяется расче-
том); |
|
|
|
|
Tкр2 |
= 402 Н·м – крутящий момент на валу колеса (для раздвоенной |
|||
передачи делится на два); |
||||
|
ba |
|
b |
0,2 – коэффициент относительной ширины зубчатого |
|
||||
|
|
a |
||
|
|
|
w1 |
венца колеса (принимается в пределах ba = 0,2···0,4).
При отсутствии в задании данных по коэффициенту нагрузки KH
он определяется как произведение трех сомножителей:
KH KH KH KH ,
где
14
KH 1,0...1,2 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки
между зубьями;
KH = 1,0... 1,5 – коэффициент, учитывающий распределение на-
грузки по ширине венца;
KH 1,0...1,1 – коэффициент, учитывающий динамическую нагруз-
ку, возникающую в зацеплении.
Конкретные значения величин коэффициентов могут быть определены из справочников по таблицам и графикам.
|
|
Расчет модуля быстроходной зубчатой передачи |
|
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
Исходя из полученного межосевого расстояния aw1 определяем нор- |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||
мальный модуль быстроходной передачи: |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
m |
|
|
2aw1 cos |
|
2 101,95 0,966 |
1,97 мм, |
|
|
|
(3.4) |
||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
20 80 |
|
|
|
||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
n1 |
|
|
|
|
|
z z |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
где 150 |
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
– угол наклона зубьев косозубой передачи. |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
Угол может находиться в пределах от 8 до 160 . |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
Проверяем величину выбранного модуля из условия изгибной |
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||
прочности зуба. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
2T |
|
|
103 |
K |
|
|
Y cos |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
F |
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
m |
3 |
|
|
кр2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
F |
|
|
|
|
3 |
|
|
2 402 10 1,3 3,6 0,966 |
|
1,96мм, |
(3.5) |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
z2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
n1 |
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
F |
|
|
|
|
|
2 80 12,5 240 |
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
bm |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
где Y =3,6 – коэффициент прочности зуба [2, с.101, табл. 4.13] для |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
F |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
фиктивного числа зубьев z ф = z2 /cos3 =80/0,9663:=88; |
|
|
|
Таблица 5 |
||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
Z |
|
|
|
|
|
|
17 |
|
|
|
|
|
20 |
|
|
30 |
|
|
|
40 |
|
50 |
60 |
|
70 |
80 |
100 |
||||||||
|
|
|
YF |
|
|
|
|
4.28 |
|
|
|
4.07 |
|
3.80 |
|
3.70 |
|
3.68 |
3.62 |
|
3.61 |
3.60 |
3.60 |
|||||||||||||||
|
|
|
bm |
|
|
b2 |
|
|
|
|
25 |
12,5– коэффициент ширины зубчатого колеса по |
||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
2,0 |
|||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
m |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
модулю; |
|
|
|
|
n1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
Для определения коэффициента bmможно использовать формулу: |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
bm |
|
|
|
|
z1 u 1 |
. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
ba |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
КF = 1,4 – коэффициент нагрузки при расчете изгибной прочности
зуба.
В связи с тем, что крутящий момент идет на раздвоенную передачу, он делится на два.
При отсутствии в задании данных по коэффициенту нагрузки KF при
расчете изгибной прочности зуба, он определяется как произведение трех сомножителей:
15
KF KF KF KF ,
где KF 1,0...1,4 коэффициент, учитывающий распределение на-
грузки между зубьями при расчете зубьев на выносливость при изгибе; KF 1,0...1,6 – коэффициент, учитывающий неравномерность рас-
пределение нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе;
KF 1,1...1,1 – коэффициент, учитывающий динамическую нагруз-
ку, возникающую в зацеплении при расчете на выносливость зуба при изгибе.
Модули эвольвентных зубчатых колес стандартизированы по ГОСТ 9563-80 (СТ СЭВ 310-76). Стандарт распространяется на нормальные модули для цилиндрических колес в диапазоне 0,05 – 100 мм. Ниже приведен наиболее употребительный диапазон (1-й ряд предпочтителен).
Ряд |
Модуль |
1-й |
1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20 |
2-й |
1,125; 1,375; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18 |
Принимаем стандартный модуль m n1 = 2,0 мм.
Геометрические параметры быстроходной зубчатой передачи
Исходя из принятого стандартного модуля, определяем параметры зубчатых колес z1иz2.
Диаметры делительных окружностей шестерни z1 |
и колеса z2 : |
||||||||||||||||||
d |
mn1 z1 |
|
|
|
2,0 20 |
|
41,4 мм, |
(3.6) |
|||||||||||
|
cos |
|
0,966 |
||||||||||||||||
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
d |
2 |
|
mn1 z2 |
|
|
2,0 80 |
165,63 мм. |
(3.7) |
|||||||||||
|
cos |
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,966 |
|
|
|
|||||||
Диаметры вершин зубьев шестерни z1и колеса z2 : |
|
||||||||||||||||||
da1 d1 2mn1 |
41,4 2 2,0 45,4 мм, |
(3.8) |
|||||||||||||||||
da2 d2 2mn1 |
165,63 2 2,0 169,63 мм. |
(3.9) |
|||||||||||||||||
Диаметры впадин зубьев шестерни z1и колеса z2 . |
(3.10) |
||||||||||||||||||
df1 d1 2,5mn1 |
41,4 2,5 2,0 36,4 мм, |
||||||||||||||||||
df2 d2 |
2,5mn1 |
165,63 2,5 2,0 160,63 мм. |
(3.11) |
||||||||||||||||
Межосевое расстояние уточняем по рассчитанным диаметрам дели- |
|||||||||||||||||||
тельных окружностей |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
a |
|
|
d1 d2 |
|
|
41,4 165,63 |
103,5 мм |
(3.12) |
|||||||||||
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
w1 |
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
16
Сначала определяем ширину зубчатого венца колесаz2 |
|
b2 ba aw1 0,2 103,5 20,7 мм. |
(3.13) |
Принимаем b2 =25 мм. |
|
Ширина зубчатого венца шестерни z1 |
|
b1 b2 5...10 25 5 30 мм. |
(3.14) |
3.3.2.Определение межосевого расстояния тихоходной зубчатой передачи (между валами 2 и 3) и модуля зубчатой передачи
Определение межосевого расстояния тихоходной прямозубой зубча-
той передачи из условия контактной прочности зубьев:
aw2 Ka Uтп 1 3 |
|
|
KHTкр3 |
|
|
|
(3.15) |
||
|
2 |
|
2 |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
Uтп ba H |
|
|||||
495 3,15 1 3 |
|
1,3 1241,17 |
|
206,2 мм, |
|
||||
2 |
|
2 |
|
|
|||||
3,15 |
0,21 875 |
|
|
|
|
где Ка = 495 – числовой коэффициент для прямозубых передач; Кн = 1 3 – коэффициент нагрузки;
Tкр3 =1241,17 Н·м – крутящий момент на валу колеса тихоходной пары;
|
ba |
|
b |
0,21– коэффициент ширины зубчатого колеса по межосе- |
|
a |
|||||
|
|
|
|||
|
|
|
w2 |
|
вому расстоянию.
Исходя из полученного межосевого расстояния определяем модуль тихоходной передачи:
m |
|
2aw2 |
|
2 206,2 |
4,97мм. |
(3.16) |
z3 z4 |
|
|||||
n2 |
|
|
20 63 |
Проверяем величину выбранного модуля из условия изгибной прочности зуба.
|
|
2T |
|
103 |
K |
|
Y |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
F |
|
3 |
1,3 3,6 |
|
|
|
||||||
m |
3 |
кр.3 |
|
|
|
F |
3 |
2 1241,17 10 |
|
4,4 мм, |
(3.17) |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
n2 |
|
z4 |
|
|
|
|
63 9 240 |
|
|||||||
|
|
|
|
bm |
F |
|
|
|
|
|
Где KF =1,3 – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку, возни-
кающую в зацеплении;
Y = 3,6 – коэффициент прочности зуба [2, с.101, табл. 4.13];
F
17
|
bm |
|
b4 |
|
45 |
9 – коэффициент ширины венца зубчатого колеса по |
m |
|
|||||
|
|
5 |
|
|||
|
|
|
n2 |
|
|
|
модулю.
Принимаем стандартный модуль m2 =5,0 мм.
Геометрические параметры тихоходной зубчатой передачи
Исходя из принятого стандартного модуля определяем параметры
зубчатых колес z3иz4. |
|
|
|
|||||||
Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса: |
|
|||||||||
d3 mn2 |
z3 5,0 20 100мм, |
(3.18) |
||||||||
d4 mn2 z4 |
5,0 63 315мм. |
(3.19) |
||||||||
Диаметры вершин зубьев шестерни z3и колеса z4 : |
|
|||||||||
da3 d3 |
2mn2 |
100 2 5,0 110 мм, |
(3.20) |
|||||||
da4 d4 |
2mn2 |
315 2 5,0 325 мм. |
(3.21) |
|||||||
Диаметры впадин зубьев шестерни z3и колеса z4 . |
(3.22) |
|||||||||
df3 d3 |
2,5mn2 |
100 2,5 5,0 87,5 мм, |
||||||||
df4 d4 |
2,5mn2 |
315 2,5 5,0 302,5 мм. |
(3.23) |
|||||||
Межосевое расстояние уточняем по рассчитанным диаметрам дели- |
||||||||||
тельных окружностей |
|
|
|
|
|
|||||
aw2 |
d |
d |
4 |
|
|
100 315 |
|
|
||
|
3 |
|
|
|
|
207,5 мм |
(3.24) |
|||
|
2 |
|
|
|
2 |
|||||
Ширина зубчатого венца колеса z4 |
|
|||||||||
b4 ba aw1 |
0,21 207,5 43,5 мм. |
(3.25) |
||||||||
Принимаем b4 =45 мм. |
|
|
||||||||
Ширина зубчатого венца шестерни z3 |
|
|||||||||
b3 b4 5...10 45 5 50 мм. |
(3.26) |
3.4 Конструктивные размеры зубчатого колеса
Обычно зубчатые колеса состоят из обода, ступицы и диска, со-
единяющего обод со ступицей. Колесо в зависимости от диаметра и при-
нятого материала может быть изготовлено методами штамповки, литья или механической обработки.
Основные размеры и соотношения приведены на рис.2 и в табл.6.
18
Рис. 2. Зубчатое колесо с облегченной ступицей
Таблица 6
Параметры |
|
|
|
|
Формула |
|
|||
|
|
|
|
|
|
||||
Диаметр ступицы стальных колес |
dст 1,6dв |
|
|
|
|
||||
Диаметр ступицы чугунных колес |
dст 1,6dв |
|
|
|
|
||||
Толщина обода цилиндрических колес |
|
0 |
2,5...4,0 m |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
n |
не менее8 |
мм |
|
Толщина обода конических колес |
0 |
|
|
|
|
|
|||
3,0...4,0 mn |
|
|
|||||||
Толщина диска: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
- колеса кованные, литые |
С 0,3в |
|
|
|
|
||||
- колеса штампованные |
С 0,2...0,3в |
|
|
|
|
||||
Толщина диска конических колес |
|
|
|
|
|||||
Сд 0 ст /2 |
|
|
|||||||
Диаметр окружности центров отверстий |
D |
|
|
D d |
ст |
/2 |
|
||
|
|
отв |
|
0 |
|
|
|
||
Диаметр отверстий в диске колеса |
dотв D0 dст /4 |
|
|
||||||
Фаска зубчатого венца |
n 0,5 mn |
|
|
|
|
||||
Внутренний диаметр обода |
D0 |
df |
2 0 |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Обозначения: dв - диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса; mn -модуль нормальный; b - ширина венца; D0 - внутренний диаметр обода.
Шестерни могут насаживаться на вал, а при диаметрах впадин зубьев, близких к диаметру вала df dB 1,1...1,3 изготовляться за одно
целое с валом. Такая деталь носит название вала-шестерни.
19
4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
4.1 Предварительный расчет диаметров валов
Расчеты валов редуктора рассмотрим на примере вала 2 (промежуточного). На данном валу расположены зубчатые колеса z 2 , z 2′ , и z 3 .
Расчет диаметра вала под подшипники определяется по крутящему моменту Tкр2и допускаемому касательному напряжению
Tкр.2 , где
Wp
W |
d3 |
|
0,2d3 |
|
– полярный момент сопротивления, мм3 , тогда |
||||||||||
|
|
|
|||||||||||||
p |
16 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
Tкр.2 |
|
Tкр.2 |
, |
|
|
|
|
|||||||
|
|
0,2d3 |
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
W |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
p |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
80 |
|
|
- допускаемые касательные напряжения, МПа. |
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Определяем диаметр вала dВ2, |
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
402 103 |
|
|
|
dB2 3 |
|
Tкр.2 |
|
3 |
|
29,28мм, |
(4.1) |
||||||||
0,2 |
|
0,2 80 |
|
Принимаем диаметр вала в районе подшипника равным dП = 30 мм и по данному диаметру выбираем подшипники качения, однорядные, радиальные средней серии типа 306 [3, Табл.П.7.1 с.358].
Пользуясь схемой, представленной на рис. 3, определим длину вала L между опорами и плечи приложения сил a и b.
|
B |
|
|
|
b |
|
19 |
|
|
|
25 |
|
|
|
||||
a |
П |
5 10 |
2 |
|
|
|
|
5 10 |
|
37 |
мм. |
(4.2) |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
2 |
|
|
|
2 |
|
2 |
|
|
|
2 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Принимаем |
a 40 мм. |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
b |
b |
|
25 |
|
|
|
|
50 |
|
|
|
|
|
||||
b |
2 |
5 |
3 |
|
|
|
|
5 |
|
|
42,5 |
мм. |
|
(4.3) |
||||
2 |
2 |
2 |
|
2 |
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Принимаем b 50 мм.
L a b b a 40 50 50 40 180 мм.
20