1.4.2. Проектировочный расчёт валов

На этом этапе разработки проекта известны крутящие моменты на валах. При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс определяют, исходя из условия

(1.15)

где допускаемое напряжение [] = (0,026 ...0,036) _в ; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние – для промежуточных, наибольшие – для тихоходных валов.

Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно _в= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм. Примем допускаемое напряжение для входного вала [] = 10 МПа; для про­межуточного вала входного [] = 15 МПа; для выходного вала [] = 25 МПа

Таким образом, диаметры для входного, промежуточного и выходного вала редуктора:

мм

мм

мм

Так как значение внутреннего диаметра подшипников качения кратно 5 мм, то предварительно можно принять следующие диаметры участков валов для установки подшипников: d₁ = 25 мм; d₂ = 35 мм; d₃ = 45 мм.

1.4.3. Предварительный выбор подшипников качения

На данном этапе разработки проекта, определив диаметры валов в местах установки подшипников качения, можно предварительно назначить тип под­шипника. Принимаем для быстроходного и промежуточного вала радиально-упорные подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.

Параметры подшипников

Вал	Обозначение	d п	Dп	В	С,кН	Сo,Кн	
Тихоходный	36209	45	100	25	31.2	25.1	12
Промежуточный	46306	35	80	21	42.6	24.7	26
Быстроходный	46305	25	62	17	26.9	14.6	26

1.4.4. Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

Конструктивно межосевое расстояние (рис.3) тихоходной зубчатой пары

a_Т  0,5(D_п3+ D_п2)+ 2g, (1.16)

где D_п3 и D_п2 – наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала (3) и промежуточного вала (2);

2g – минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора:

Болт М10 М12 М14 М16 М20

2g 32 40 44 48 56 мм.

Диаметр болта должен быть d  1,25 T_ИМ ^1/3 10 мм, где T_ИМ в Нм. Выбираем M10, так как d  1,25*300 ^1/3=8.37 10 мм.

Подставляя значения в формулу (1.16) получим:

a_Т  0,5(100+80)+32=122 мм

Рис.2. Схема определения межосевых расстояний зубчатых передач.

Конструктивно межосевое расстояние быстроходной зубчатой пары

a_Б 0,5(D_п2+ D_п1)+2g = 0.5(80+62)+32=103 мм

где D_п1 – наружный диаметр подшипников качения входного вала.

Полученные конструктивно значения межосевых расстояний округляем по ряду R40 и получаем: a_Т = 150 мм и a_Б = 120 мм

Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор с_о между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр вершин зубьев d_а2б) и тихоходным валом (на рис.2 диаметр d*):

a_т  0,5d_а2б + 0,5 d* + с_о, (1.17)

где с_о = (3 … 5) мм,

d_2б – делительный диаметр зубчатого колеса равный:

d_а2б = d_2б + 2m_б = 2 a_б i_б /(i_б+ 1) + 2m_б = 2*120*4|(4+1) + 3 = 195 мм

m_б – модуль зацепления быстроходной передачи (m_б =1,5 мм).

значение d* принимается равным:

d* = d_п3 + 5 = 45 + 5 = 50 мм

Подставляем полученные значения в (1.17):

a_т 0,5*195 + 0,5*50 + 3 = 125.5 мм

принятое значение межосевого расстояния a_т удовлетворяет условию a_т  0,5d_а2б + 0,5 d* + с_о