5.22 Основные геометрические размеры зубчатой передачи

Делительные диаметры:

(5.21)

(5.22)

Проверка: (5.23)

Диаметры вершин зубьев:

(5.24)

(5.25)

Диаметры впадин зубьев:

(5.26)

(5.27)

Ширина зубчатых венцов:

(5.28)

(5.29)

5.23 Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи (составляющие силы нормального давления):

Окружное усилие . (5.30)

Радиальное усилие

(5.31)

Осевое усилие (5.32)

Рисунок 5.1 Геометрические размеры зубчатой цилиндрической передачи.

6 Проектный расчет валов и эскизная компановка редуктора

Исходные данные для предварительного расчета валов и эскизной компоновки редуктора

Номинальный вращающий момент на первом валу T1, Н·мм	9,7·103
Номинальный вращающий момент на втором валу T2, Н·мм	169,75·103
Номинальный вращающий момент на третьем валу T3, Н·мм	456,288·103
Межосевое расстояние ступеней редуктора a, мм	160

6.1 Определяем диаметры выходных участков валов

6.1.1 Назначаем диаметр выходного участка 1-го вала:

, (6.1)

мм

где T₁=9700 Н*мм,

=15− допускаемое напряжение на кручение для валов из сталей 40, 45, МПа.

Для удобства соединения входного вала редуктора d_В1 с валом электро­двигателя d_дв определим диаметр вала редуктора d_В1, мм, исходя из соотношения

(6.2)

Полученное значение d_В, мм округлим до нормального линейного размера по ГОСТ 663-69.

d_в1= 18 мм.

Выбираем МУВП типа 125-28-1-22-3-У3 ГОСТ21424-93 с расточками полумуфт под d_дв=22 мм и d_в1=18 мм.

6.1.2 Определяем наименьшие диаметры валов 2 и 3.

, (6.3) где [τ₂] = 18 МПа – допускаемое косательное напряжение;

[τ₃] = 20 МПа.

мм.

Принимаем d_в2 = 35 мм.

мм.

Принимаем d_в3 = 50 мм.

Остальные размеры участков валов назначаем из ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений. Для быстроходного вала:

dy₁=d_П1 dв₁+2∙t+118+2∙2+1 23=25 мм -диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для диапазона кратно пяти. Также величина высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна быть больше или равна размеру фаски f, мм.

Диаметр буртика для упора подшипника d_1, мм, вычислим по формуле

d_1 d_П1+2∙t, (6.4)

где t-значение высоты перехода

d_1 25+2∙2 29

Окончательно выбираем d_1=30 мм.

Величина высоты буртика больше величине радиуса закругления подшипника r, мм, что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

d_fl, d_a1, d₁, - размеры червяка (пункт 3.8).

Для промежуточного вала:

Диаметр вала под уплотнение и подшипник:

dy₂=d_П2= =35 мм (6.5)

Диаметры под червячное колесо

d_к2  d_П2+2∙ t₂35+2∙3,5 42=42 мм (6.6)

и цилиндрическую шестерню

d_к2  d_П2+2∙ t₂35+2∙1,5 38=38 мм (6.7)

Для тихоходного вала:

Диаметр вала под уплотнение и подшипник:

dy₃=d_П3=d_В3=50 мм (6.8)

Диаметр под зубчатые колеса:

d_к4  d_П3+2∙ t₃50+2∙4 58=58 мм (6.9)

Диаметр буртика для упора колес: d_3 58+2∙3,5 65 мм (6.10)