1.2. Кинематический расчет привода

Целью кинематического расчета является распределение числа оборотов по передающим деталям привода и установление кинематических параметров (передаточных чисел) отдельных звеньев.

Общее передаточное число привода определяют, исходя из номинальной частоты вращения вала электродвигателя n_н и заданной частоты вращения ведомого вала n₃:

.

Далее, с учетом полученного значения u, уточняют передаточные числа отдельных звеньев привода, выбранные при определении ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя (см. п.1.1). При назначении передаточных чисел зубчатых (в т.ч. и червячных) передач необходимо придерживаться стандартных значений, приведенных в таблице 1.4. Первый ряд следует предпочитать второму.

Отклонение фактического передаточного числа для зубчатых и червячных передач от стандартного допускается не более 4%.

Таблица 1.4

Стандартные значения передаточных чисел

Вид передачи	Передаточные числа
Зубчатая Червячная	1–й ряд: 1; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0; 2–й ряд: 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2. 1–й ряд: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 2–й ряд: 9; 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45; 56; 71.

После подбора передаточных чисел отдельных передач привода оп­ределяют мощность P (кВт), частоту вращения n (об/мин), угловую скорость  (с^–1) и крутящий момент T (кН·м) для каждого вала. Расчет следует вести от электродвигателя, т.е. от ведущего вала к ведомому, следующим образом:

1. Для первого вала:

.

Здесь P_Т – требуемая мощность, рассчитанная по формулам п. 1.1; n_н – номинальная частота вращения вала электродвигателя.

2. Для второго вала:

;

где: η₁, η _k – к.п.д. кинематических пар от первого ко второму валу; u₁ – соответственно передаточное число первой после электродвигателя передачи.

3. Для следующих валов привода величины P, n,  и T вычисляются так же, как для второго вала. Результаты расчета сводят в таблицу (таблица 1.5).

Таблица 1.5

Результаты кинематического расчета

Номер вала	Мощность P, кВт	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , с–1	Крутящий момент T, кН·м
1
2
3 и т.д.

1.3. Расчет диаметров валов редуктора. Выбор подшипников

Расчет выполняется как проектный для предварительного определения диаметра вала и ведется по крутящему моменту на валу, а влияние изгиба учитывают понижением допускаемого напряжения на кручение.

Определяют диаметр выходного конца вала d_в, мм:

_.

Здесь T – крутящий момент на валу, Н·мм; [τ_к] – допускаемое напряжение на кручение; для валов из сталей 35, 40, 45 (кроме червяков) принимают пониженное значение [τ_к] = 20…25 МПа (меньшие величины – для быстроходных валов, большие – для тихоходных). Для червяков принимают [τ_к] = 12…15 МПа.

Полученные значения диаметров валов редуктора должны быть ок­руглены по ГОСТ 6639–69 до ближайшего из ряда диаметров: 10;10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 и далее через 10 мм.

Если электродвигатель соединяется с ведущим валом редуктора через муфту, то с целью применения стандартной муфты диаметр вала редуктора следует уточнить по соотношению: d_в = (0,8…1,2) d_дв, где d_дв – диаметр вала электродвигателя.

Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям. Обычно применяется ступенчатая конструкция валов, которая обеспечивает удобство сборки и разборки, а также простоту фиксации деталей от осевого перемещения (рисунок 1.2).

Рис. 1.2 Конструктивное оформление вала

Диаметр вала под стандартное манжетное уплотнение d_у выбирают в зависимости от размера выходного конца вала:

мм.

При этом желательно выбирать меньший размер и необходимо уточнить соответствие данного диаметра ряду внутренних диаметров уплотнений по ГОСТ 8752–79.

Диаметр вала под подшипник d_п обычно выбирают больше, чем диаметр под уплотнение, исходя из зависимости

мм.

Этот диаметр вала должен заканчиваться цифрой 0 или 5, чтобы соответствовать внутреннему диаметру подшипника.

Диаметр вала под ступицу зубчатого колеса d_к должен быть больше d_п и принимается из соотношения

мм.

С одной стороны ступицы, желательно со стороны консольного участка вала, на валу выполняют буртик для фиксации колеса и упора подшипника; его диаметр принимают из соотношения

мм.

При выборе типа подшипников необходимо руководствоваться сле­дующими соображениями:

1) шарикоподшипники являются наиболее распространенными и де­шевыми, чем роликовые;

2) радиальные подшипники предназначены для восприятия преиму­щественно радиальной нагрузки;

3) радиально–упорные подшипники предназначены для восприятия как радиальной, так и осевой нагрузок.

Чаще всего в редукторах с цилиндрическими прямозубыми и шевронными колесами применяют шариковые радиальные подшипники, с косозубыми колесами – шариковые радиально–упорные; а в конических и червячных редукторах – конические радиально–упорные подшипники.

Критерием выбора типа подшипника является нагрузка, действующая на подшипник. В прямозубых и шевронных зубчатых передачах на подшипники действует только радиальная сила, в косозубых и червячных – радиальная и осевая сила.

Номер подшипника выбирается по диаметру подшипниковой шейки вала d_п. При этом предпочтение следует отдать узкой или легкой серии. После выбора типа и номера подшипников для каждого вала редуктора необходимо выписать их геометрические характеристики и привести условное обозначение подшипников согласно ГОСТ.