Расчет диаметров колес
Делительные диаметры:
,
,
,
,
,
,
Диаметры окружностей впадин и вершин:
Расстояние между деталями передач
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а», мм
,
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач
Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес для всех редукторов и коробок принимают:
Расстояние между торцовыми поверхностями колес редуктора принимают:
Выбор типа подшипников
Чаще всего для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.
№ вала |
d |
D |
B |
r |
C1 |
C2 |
DT |
S |
t |
I |
40 |
80 |
18 |
2 |
32 |
17,8 |
12 |
6 |
3 |
II |
50 |
90 |
20 |
2 |
35,1 |
19,8 |
12,8 |
6 |
3 |
III |
75 |
130 |
25 |
2,5 |
66,3 |
41,0 |
17,6 |
8,25 |
4 |
Класс точности – 0
Конструирование зубчатых колес
При серийном производстве применяют двусторонние штампы.
Зубчатое колесо на промежуточном валу
Итак, выбираем форму колеса по рис. 5.3б [1],
мм
lст принимаем равной 50 мм
мм
мм
Округляем
до 2
мм
,
где
мм
Принимаем
12
мм
Штамповочные
уклон и радиус:
Для облегчения просверливаем четыре отверстия D=20мм
На практике при изготовлении цилиндрических колес необходим контроль постоянной хорды:
,
При этом нужно знать высоту от вершин зуба колеса до постоянной хорды:
Длину общей нормали выбираем из таб. 5.30 [7]:
При
Зубчатое колесо на выходном валу
Итак, выбираем форму колеса по рис. 5.3а [1],
мм
lст (=b2)принимаем равной 74,1мм
мм
мм
Округляем
до 2
мм
,
где
мм
Принимаем
20
мм
Для облегчения просверливаем четыре отверстия D = 20мм
,
При
Шестерня на входном валу
Этот вал будет валом-шестерней. Выбираем конструкцию ( рис 10.6 г [1])
Для
известного модуля выбираем степень
точности 7 и по таблице (стр.160[1]) смотрим
диаметр фрезы
,
При
Шестерня на промежуточном валу
Т.к. диаметр шестерни и вала довольно прилично различаются 92 и 55, то для среднесерийного производства невыгодно делать шестерню заодно с валом. Поэтому шестерня будет изготавливаться как отдельная деталь рис. 5.1а [1],
мм
,
При
Проверка валов
Определение усилий, действующих на вал.
Рассмотрим промежуточный вал
На колесо быстроходной ступени действует окружная сила Ftб, осевая Fa и радиальная Frб силы. При переносе их на вал возникает вращающий момент Tврб и изгибающий Mи.
На шестерню тихоходной ступени действуют окружная сила Ftш, радиальная Frш, при переносе их на вал возникает вращающий момент Tврш.
Определение реакций и построение эпюр изгибающих моментов
Вертикальная плоскость
Горизонтальная плоскость
Суммарная сила реакций опор:
Построим эпюры:
Вертикальная плоскость
Горизонтальная плоскость
Определение моментов в опасных сечениях и проверка подшипника.
Определяем наибольшую нагруженную опору.
Опора А:
По табл. 16.5 [2] FA/C0 = 0,056, V=1
X=1, Y=0 (Соответственно коэффициенты радиальной и осевой сил)
Здесь Kб=1,3 – Коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, Kт=1 – Температурный коэффициент
Опора D:
X=1, Y=0
Н
Наиболее нагружена опора D
Определяем динамическую грузоподъемность
здесь p=3 для шариковых подшипников
a1 – коэффициент надежности, примем равным «1»
a2 – коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (табл. 16.3) a2=0,8
L – ресурс млн. оборотов
Cr=35,1 кН
Значит, C (потребная) < С (паспортная)
Таким образом выбранный подшипник выдержит нагрузку в течение заданного времени.