Узел редуктора электромеханического привода (стр. 2 из 5)
1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
1.4.1 Выбор муфты
Наибольший расчётный момент на выходном валу не должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента Мкр
kTИМ£Мкр, (1.18)
где k - коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и воздуходувок, центробежных насосов k = 1,25 ... 2. Принимаем к=2. Как правило, k < ТП/ ТН. В данном случае
Мкр ≥ 2∙1500=3000 Нм.
Выбираем ближайшее к данному значение Мкр (муфта №3)
Мкр=3090 Нм.
Для этого значения также:nmax=4000об/мин; dM=60мм; lM=85мм; DM=90мм.
Значение диаметра выходного вала редуктора dВ можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей степени. Если при выборе муфты значение kTИМ практически равноМкр, то принимаем dВ= dМ, где dМ – наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты.
Но так как у нас kTИМ<Мкр, то предварительно значение диаметра dВ определяем по формуле
dВ»dМ (kTИМ/Мкр)1/3 =60 (2∙1500/3090)1/3 =59,4 мм. (1.19)
Окончательно принимается значение dВ из ряда нормальных линейных размеровR40. И у нас dВ=62 мм.
1.4.2 Проектировочный расчёт валов
На этом этапе разработки проекта известны только крутящие моменты на валах.
При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс можно определяют, исходя из условия
d» (Т/ 0,2 [t])1/3, (1.20)
где допускаемое напряжение [t] = (0,026 ...0,036) sв ; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние – для промежуточных, наибольшие – для тихоходных валов.
Примем допускаемое напряжение для входного вала [t] = 0,026sв = 15 МПа; для промежуточного вала [t] = 0,030sв = 17,5 МПа; для выходного вала [t] = 0,036sв = 21 МПа.
Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно sв= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм.
Таким образом диаметр для быстроходного вала, на входном валу редуктора
мм, 
мм, 
мм.На данном этапе разработки проекта необходимо определить диаметры валов в местах установки подшипников качения.
1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения
Зная значения внутренних диаметров подшипников качения dп диаметров, назначим тип подшипников.
Принимаем для быстроходного вала конические подшипники средней серии, для промежуточного вала конические подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.
Таблица 3
Параметры подшипников
| Вал | Обозначение | dп | Dп | В | С,кН | Сo,Кн |
| Тихоходный | 36214 | 70 | 125 | 24 | 80,2 | 54,8 |
| Промежуточный | 46309 | 45 | 100 | 25 | 61,4 | 37,0 |
| Быстроходный | 46308 | 40 | 80 | 23 | 50,8 | 30,1 |
1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
Конструктивно межосевое расстояние (рис.2.1.) зубчатой пары
aТ³ 0,5(Dп1+Dп2)+ 2g, (1.24)
aб³ 0,5(Dп3+Dп2)+ 2g ,
где Dп1Dп2иDп3 – наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала, промежуточного вала и входного вала;
2g– минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора.
Диаметр болта должен быть
d» 1,25 TИМ 1/3 ³10 мм, (1.25)
где TИМ в Нм.
По формуле (1.25)
d = 
мм.
Для М14 2g=44 мм. Подставим эти значения в формулу (1.24) и произведем расчет
aТ³ 0,5(125+100) + 44=156,5 мм,
aб³ 0,5(100+90) + 44=139 мм.
Полученные конструктивно значения межосевых расстояний aТ и aБ округлим по ряду R40. Таким образом aТ=160 мм, aб=140 мм.
 |
Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор со между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр
aт ³ 0,5dа2б + 0,5d* + со,
где со = (3 … 5) мм,
значение d* принимается согласно эскизу выходного вала редуктора,
dа2б = d2б + 2mб = 2aб uб /(uб+ 1) + 2mб, d2б – делительный диаметр зубчатого колеса, mб – модуль зацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуляmб находится в пределах от 1,5 до 3 мм).
dа2б = d2б + 2mб = 2aб uб /(uб+ 1) + 2mб =2*5*140/6 + 2*3=239мм
aт ³ 0,5*239+ 0,5*72 + 5=160 мм ,
принятое значение межосевого расстояния aт не удовлетворяет условию aт ³ 0,5dа2б + 0,5d* + со, необходимо принять новое значениеaт =160 мм по ряду R40.
1.5 Геометрический расчётпараметров зубчатых колёс
Принятые выше значения aТ иaБ используем для определения делительных диаметров шестерни и колеса тихоходной пары и быстроходной пар (рис 2.1):
d1Т = 2 aТ/(1+ uТ); d2Т= uТd1Т
d2Б = 2 aБ/(1+ uБ); d2Б= uБd1Б. (1.26)
Одна из основных характеристик, определяющих геометрические параметры зубчатых передач,m - модуль зацепления. Z1- число зубьев шестерни.
При назначении остальных параметров каждой зубчатой передачи необходимо выполнять следующие требования и условия.
1. Учитывая требование минимизации габаритов редуктора, выполняем расчёт косозубых цилиндрических передач; т.е. b¹0, следовательно, cosb<1, mz1<d1 и m<(d1 /z1).
2. Число зубьев шестерни по условиям отсутствия подрезания зубьев должно быть z1 ³17 (обычно z1 принимается 20 и более).
3. Кроме того, необходимо, чтобы число зубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2 = uz1были целым числами.
Значения коэффициента ym
| Характеристика передач | ym= b/m | bmin |
| Высоко нагруженные точные передачи, повышенная жёсткость деталей и корпусаН £ 350 НВН > 350 НВПередачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорамиН £ 350 НВН > 350 НВ | £ 45 … 30£ 30 … 20£ 30 … 20£ 20 … 15 | 6°30¢9°30¢9°30¢12°30¢ |
Произведем расчеты для быстроходной передачи
Межосевое расстояние на входном валу а =140 мм, u = 5. Выполнить геометрический расчёт передачи.
u=110/22=5
cosb = 0,5mz1(u+ 1)/а=0.5*2*22*(5+1)/140=0,942, приемлемо.
Произведем расчет для тихоходной передачи на выходном валу