2. Расчёты для обоснования конструкции деталей привода

2.1. Предварительный расчёт диаметров валов

Быстроходный первый вал редуктора целесообразно изготавливать из стали 20Х, для которой предел прочности составляет σ_в = 650 МПа.

Выходной диаметр вала I под подшипником рассчитывается по формуле:

,

где [τ_k] = 0,025σ_в МПа;

мм.

Принимается d = 30 мм, который будет наименьшим диаметром ступенчатого вала.

К данной ступеньке примыкает поверхность вала с прямобочным шлицевым профилем. Конструктивно выбираются по табл. 2.17 параметры шлицевого соединения:

.

Далее следует ступенька вала для соединения с выходным валом электродвигателя и размещением на гладкой поверхности данной ступени двух подшипников (см. рис 2.19). Назначается конструктивно диаметр данной наружной поверхности, равный 50 мм с двумя выступающими поверхностями под подшипники по краям диаметром 55 мм, с учетом того обстоятельства, что в торец данной поверхности входит выходной вал электродвигателя, диаметр которого равен 38 мм с размещенной на нем шпонкой.

Промежуточный вал II изготовляется так же, как и вал I из стали марки 20Х, имеет две ступеньки по краям вала под подшипники диаметром:

мм.

Принимается диаметр вала под подшипниками, равный d = 35 мм.

Рассматриваемый вал передает крутящий момент от вала Iна шпиндель станка через зубчатые колеса с помощью эвольвентных шлиц. Для диаметра валаD= 40 мм по табл. 2.18 принимается число шлицz= 18 с модулемm= 2 мм и посадкой по боковым поверхностям зубьев:

40×2×7H/7nГост 6033-80.

Шпиндель проектируемого привода изготавливается из стали марки18ХГТ, для которой предел прочности составляет σ_в= 1180 МПа.

По рекомендации [11] для станков с шириной стола 320 мм диаметр шпинделя под передней опорой принимается равным d_П = 100 мм, а диаметр шпинделя под задней опорой принимается равным d_З = 80 мм.

Для фиксации зубчатого колеса на шпинделе используются эвольвентные шлицыс номинальным диаметромD= 95 мм, модулемm= 3 мм, числом зубьев z = 31:

95×3×7H/7nГост 6033-80.

2.2. Предварительный расчёт параметров зубчатых колёс

2.2.1. Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс передачи z₁/z₂ = 25/45.

Определяются диаметры зубчатых колёс передачи:

• делительный диаметр колес:

d_i = m_iz_i,

d₁ = 25·3 = 75 мм; d₂ = 45·3 = 135 мм;

• диаметр вершин зубьев:

d_ai = d_i + 2m_i,

d_a1 = 75 + 2·3 = 81 мм; d_a2 = 135 + 2·3 = 141 мм;

• диаметр впадин зубьев:

d_fi=d_i– 2,5m_i,

d_f1= 75 – 2,5·3 = 67,5 мм;d_f2= 135 – 2,5·3 = 127,5 мм;

• диаметр ступицы:

d_СТ = 1,6d_в,

где d_в – диаметр вала;

d_СТ = 1,6·40 = 64 мм;

• длина ступицы:

L_СТ = (1…1,5)d_в,

L_СТ = (1…1,5)·40 = 40…60 мм, принимается L_СТ = 55 мм;

• ширина зубчатых венцов колёса и шестерни передачи:

b₂ = (6…10)m; b₁ = 1,12b₂,

b₂ = (6…10)·3 = 18…30 мм; b₁ = 1,12·(18…30) = 20,2….33,6 мм.

Принимается b₂ = 25 мм, b₁ = 28 мм.

2.2.2. Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс передачи z₃/z₄ = 21/85.

Расчет производится аналогичным образом, изложенным ранее для зубчатой передачи z₁/z₂ = 25/45. Результаты расчета сведены в табл. 4.2.

Таблица 4.2