методичка

1.8 Определение частот вращения валов привода

Частота вращения ведущего вала редуктора определяется по формуле (об/мин):

– для схем, в которых между двигателем и редуктором расположена передача (цепная или ременная)

– для схем, в которых между двигателем и редуктором нет других передач

значение nэл (об/мин) берется из п.1.6.

Частота вращения ведомого вала редуктора определяется по формуле (об/мин):

значение u1 берется из п.1.7.

Частота вращения приводного вала определяется по формуле (об/мин):

– для схем, в которых выходным служит ведомый вал редуктора

где значение u2 берется из п.1.7.

Момент на ведомом (тихоходном) валу редуктора (Н·м):

11

где η1 – КПД соединительной муфты – учитывается в схемах, в

которых выходной вал редуктора соединяется с приводным валом при помощи муфты;

η2 – КПД подшипников;

η4 – КПД передачи (ременной или цепной), расположенной

между редуктором и приводным валом, если таковая имеется;

u2 – передаточное число передачи (ременной или цепной со-

ответственно), расположенной между редуктором и приводным валом, если таковая имеется (берется из п.1.7).

Момент на ведущем (быстроходном) валу редуктора (Н·м):

где η1 – КПД соединительной муфты – учитывается в схемах, в

которых на входной вал редуктора насажена муфта; η3 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

η2 – КПД подшипников;

u1 – передаточное число зубчатой передачи (берется из п.1.7).

2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

После определения вращающих моментов на валах и частот вращения зубчатых колес выполняют основные проектные расчеты передач. Исходными данными для расчета являются: вращающий момент на колесе T2 (см. п.1.9), передаточное число u1 (см. п.1.7).

2.1 Выбор материалов и термической обработки

Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 4. Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке.

12

Таблица 4 – Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес

2.2 Определение допускаемых напряжений

Предварительно определяется среднюю твердость рабочих по-

За допускаемое напряжение изгиба в дальнейших расчётах принимается меньшее из [σ]F1 и [σ]F 2 . А за допускаемое контактное на-

пряжение – меньшее из [σ]Н1 и [σ]Н2 .

2.3 Определение межосевого расстояния

Предварительно принимают коэффициент Ka межосевого расстояния: для передач с прямыми зубьями Ka = 49,5; для передач с косыми и шевронными зубьямиKa = 43,0.

Коэффициент ширины ψba принимают в зависимости от поло-

жения колес относительно опор. При проектировании одноступенчатого цилиндрического редуктора рекомендуется принять из ряда

13

где S – индекс схемы при симметричном расположении шестерни относительно опор, принимается равным 8.

Межосевое расстояние (мм)

где T2 – крутящий момент на тихоходном валу (Н·мм); [σ]Н – допускаемое контактное напряжение (МПа).

Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до числа из приложения В.

2.4 Расчет предварительных основных размеров колеса

Делительный диаметр (мм), точность вычисления до третьего знака после запятой

Значение b2 округляют в ближайшую сторону до целого числа.

2.5 Расчет и выбор по стандарту модуля передачи

Сначала принимают коэффициент модуля Km для передач: пря-

мозубых – 6,8; косозубых – 5,8; шевронных – 5,2. Предварительно модуль передачи (мм)

где T2 – крутящий момент на тихоходном валу (Н·мм);

[σ]F – допускаемое напряжение изгиба (МПа);

d2 – делительный диаметр колеса (мм), берется из п.2.4; b2 – ширина колеса (мм), берется из п.2.4.

Расчетное значение модуля передачи округляется в большую сторону до стандартного из ряда чисел: 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10,0.

14

2.6 Определение суммарного числа зубьев и угла наклона

Полученное значение z∑ округляют в меньшую сторону до це-

лого и определяют действительное значение угла наклона (точность вычисления до 4-го знака после запятой)

2.8 Определение фактического передаточного числа

Фактическое передаточное число:

uф = z2 . (31) z1

Отклонение от заданного передаточного числа

15

При невыполнении условия (32) необходимо выполнить перерасчет, увеличивая значение аw, полученное из формулы (22), согласно приложению В.

2.9 Определение геометрических размеров колес

b

da

d

df

Рисунок 2 – Размеры колес

16

3 Проектный расчет валов цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов

Для большинства редукторов общего назначения рекомендуется принимать для вала-шестерни цилиндрической зубчатой передачи термически обработанную сталь 40Х, вала колеса – сталь 45. Механические характеристики представлены в таблице 6.

Таблица 6 – Допускаемые напряжения для валов и вращающихся осей

При определении диаметров выступающих концов ведущего и ведомого валов допускаемое напряжение при кручении можно принимать в пределах [τ]k = 20...25МПа. Рекомендуется принимать сред-

нее значение [τ]k =22,5МПа.

3.2 Определение диаметров ведущего вала и подбор подшипников

d б 1п

d1 – диаметр выступающего конца вала; dn1 – диаметр вала под подшипник; dбn1 – диаметр буртика для упора подшипника; t – высота буртика; r – радиус галтели фаски

Рисунок 3 – Эскиз ведущего вала

17

Диаметр выступающего конца вала рассчитывается на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба

где Т1 – крутящий момент на ведущем валу (Н·мм) (см. п.1.9). Полученный диаметр округляется до ближайшего большего зна-

где t – высота буртика определяется в зависимости от диаметра d1 по приложению Г.

Полученный результат округляется до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел для внутренних диаметров под-

шипников качения: 17; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 80; 90.

При проектировочном расчете диаметр буртиков для упора

где r – радиус галтели вала (приложение Г).

Полученный диаметр округляется по приложению В до ближайшего значения.

Для опор выбирают тип подшипников. При выборе подшипников для редукторов с прямоили косозубыми колесами целесообразно рассматривать возможность применения радиальных однорядных шарикоподшипников средней серии (тип 300). В редукторах с шевронными колесами целесообразно применять роликоподшипники средней серии без буртиков на наружном кольце (тип 2000).

Предварительный подбор подшипника осуществляется по диаметру dп1 согласно приложениям Д и Е. После подбора подшипника

заполняется таблица 7.

Таблица 7 – Техническая характеристика подшипников

18

3.3 Определение диаметров ведомого вала и подбор подшипников

f

d2 – диаметр выступающего конца вала; dn2 – диаметр вала под подшипник; dбn2 – диаметр буртика для упора подшипника; t – высота буртика; dk – диаметр вала посадочного места колеса; dбk – диаметр буртика для упора колеса; f – размер фаски колеса

Рисунок 4 – Эскиз ведомого вала

Диаметр выступающего конца вала рассчитывается на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба

где Т2 – крутящий момент на ведомом валу (Н·мм) (см. п.1.9). Полученный диаметр округляется до ближайшего большего зна-

где t – высота буртика определяется в зависимости от диаметра d2 по приложению Г.

Полученный результат округляется до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел для внутренних диаметров под-

шипников качения: 17; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 80; 90.

При проектировочном расчете диаметр буртиков для упора

19

где r – радиус галтели вала (приложение Г).

Полученный диаметр округляется по приложению В до ближайшего значения.

Диаметр вала посадочного места колеса определяется по форму-

и округляется по приложению В до ближайшего значения.

Диаметр буртика для упора колеса определяется по соотноше-

нию

где f – размер фаски колеса (приложение Г).

Полученный диаметр округляется по приложению В до ближайшего значения.

Выбор типа подшипников для ведомого вала производится по рекомендациям, приведенным в п.3.2. Установив тип подшипника, результаты следует занести в таблицу 5.

4 Выбор шпонок

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические шпонки (ГОСТ 23360-78), которые имеют прямоугольное сечение (рисунок 5).

d – диаметр вала; b – ширина шпонки; h – высота шпонки; l – рабочая длина шпонки; t1 – глубина врезания шпонки в паз вала; t2 – глубина врезания шпонки в ступицу

Рисунок 5 – Шпоночное соединение

20