28

Рис. 2.16

Расчёт клеммового соединения рассмотрен в приложении Г.

Подводим итог:

Для соединения валов двигателя и редуктора муфтой в мотор-редукторах обычно применяют зубчатую муфту, муфту со звездочкой или втулочно-пальцевую муфту.

Для затяжки клеммового соединения следует использовать высокопрочные винты, момент завинчивания которых рассчитывают по методике приложения Г. Полученный расчетом момент следует указывать в технических требованиях сборочного чертежа.

2.3 Соединение шестерней

Обычно в отечественных редукторах передаточное число одноступенчатой цилиндрической зубчатой передачи ограничивают значением u = 6,3. Если же шестерню напрессовывают на вал двигателя, то удается добиться для такой передачи только u ≤ 5, что связано со значительной величиной диаметра выходного конца его вала (рис. 2.17, а). В то же время фирмы SEW (Германия), Lenze (Германия),

Оглавление

Иванов А.С., Муркин С.В. «Конструирование современных мотор-редукторов»

29

Renold (Великобритания) и Rossi (Италия) обеспечивают в быстроходной цилиндрической ступени своих моторредукторов передаточное число соответственно равное 8,65 (серия RX), 11,86 (серия GST) и 10,86 (серия RP). Отмечена тенденция у фирмы Lenze довести u до 12,5. Эти фирмы для увеличения передаточного числа при заданном межосевом расстоянии уменьшают диаметр шестерни (см. рис. 2.3), устанавливая шестерню в расточке входного вала редуктора

(рис. 2.17, б).

Увеличение передаточного числа ступени снижает необходимое число ступеней редуктора, что повышает его КПД.

Уменьшения диаметра шестерни добиваются снижением нормального модуля m зацепления до величины 1,5; 1,25; 1,0 мм и менее, а также уменьшением числа z1 её зубьев до 7÷11 , увеличением угла β наклона зуба до 20÷40 o, в

нагружающие подшипники, существенно понижает уровень шума передачи вследствие увеличения коэффициента εβ = b2sinβ/(πm) осевого перекрытия, где b2 – ширина зубчатого венца колеса. Радиальные однорядные шарикоподшипники, на которых обычно устанавливают входной вал редуктора и вал двигателя, достаточно приспособлены к восприятию умеренной осевой нагрузки. Поэтому уровень шума становится определяющим фактором [40] при выборе углаβ зарубежных мотор-редукторов.

Для увеличения нагрузочной способности передачи поверхность зуба закаливают, повышая ее твердость до

50÷55 HRC и более.

Оглавление

Иванов А.С., Муркин С.В. «Конструирование современных мотор-редукторов»

30

Рис. 2.17

Чтобы при нарезании шестерни с малым числом зубьев не возникло ни подрезания зуба, ни его заострения, вводят [10] коэффициент x1 > 0 смещения инструмента для зубьев шестерни. Предельные значения этого коэффициента при различных значениях углаβ для и сходного контура по ГОСТ 13755 – 81 определяется графиком рис. 2.18, а, где сплошные линии – предельные значения по подрезанию зубьев и пунктир – по их заострению.

Смещение, направленное от оси колеса, называют положительным, а к его оси – отрицательным. При положительном смещении инструмента толщина зуба в основании увеличивается, увеличивается также радиус кривизны активной поверхности профиля зуба, но несколько снижается радиус выкружки зуба у основания.

Оглавление

Иванов А.С., Муркин С.В. «Конструирование современных мотор-редукторов»

31

Рис. 2.18

При u > 3 находит применение [19] уравнительная система смещений с x1 + x2 = 0, где x2 – коэффициент смещения инструмента для зубьев колеса (x2 – отрицательная величина). В этом случае межосевое расстояние aw и диаметры

где d1 = mz1/cosβ и d2 = mz2/cosβ – диаметры делительных окружностей шестерни и колеса; z2 = uz1 – число зубьев колеса. Межосевые расстояния назначают по ряду Ra20 (ГОСТ 6636 – 69) линейных размеров (aw: 32; 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 150;180; 200; 220; 250; 280 мм).

При консольном относительно опор расположении шестерни ширину зубчатого венца колеса обычно назначают b2 ≈ (0,2÷0,25)aw. При этом стремятся обеспечить εβ ≥ 1. Ширину b1 зубчатого венца шестерни принимают, как правило, на 2÷4 мм большей.

Оглавление

Иванов А.С., Муркин С.В. «Конструирование современных мотор-редукторов»