4.3.Расчет открытых передач.
Выполнение этого подраздела производится аналогично тому, как это сделано в подразделе 3.3.
4.4. Нагрузка валов редуктора.
На основании требований технического задания составляем схему сил в зацеплении редуктора (рис.4.1.).
Силы в зацеплении:
окружная сила на шестерне и колесе, Н:
Ft1= Ft2= 2M1/d1;
радиальная сила на шестерне и осевая сила на колесе, Н:
Fa1= Fr2=Ft1tgα cosδ1,
где угол зацепления α=20°; d1 – средний делительный диаметр шестерни; δ1 – угол делительного конуса.
В конической передачи с круговыми зубьями:
Fr1=Ft1(tgα cosδ1 ± sinδ1. sinβn)/cosβn;
Fa1=Ft1(tgα. sinδ1 ± cosδ1 . sinβn)/cosβn,
где βn = 35° - средний угол наклона линии зуба; нижний знак в первом уравнении и верхний знак во втором уравнении ставится в том случае, когда направление вращения ведущего колеса (шестерни) и направление линии зуба совпадают (направление вращения по часовой стрелке – правое).
Консольная нагрузка на выходные концы валов редуктора определяется так же, как в подразделе 3.4.
4.5. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.
Определяем диаметры ступеней быстроходного вала (вал-шестерни) (рис.4.2).
Диаметр выходного конца вала dв1 определяем так же, как и в подразделе 3.5.
Диаметр вала под уплотнение, мм:
dуп1 = dв1+ (4…10).
Диаметр вала под резьбу dр1 определяется по табл.4.2.
Диаметр вала под подшипники dш=dр1+(2…4), принимаем целое число кратное 5.
Диаметр упорной ступени вала dу1=dш+(4…10).
Диаметры ступеней тихоходного вала (рис.4.3) определяем также, как и в подразделе 3.5.
Таблица 4.2
|
|
|||||
|
Резьба d |
a |
a |
a |
a |
a |
|
M20*1.5 |
6 |
2 |
3.5 |
1.0 |
16.5 |
|
M22*1.5 |
6 |
2 |
3.5 |
1.0 |
18.5 |
|
M24*1.5 |
6 |
2 |
3.5 |
1.0 |
20.5 |
|
M27*1.5 |
6 |
3 |
4.0 |
1.5 |
23.5 |
|
M30*1.5 |
6 |
3 |
4.0 |
1.5 |
26.5 |
|
M33*1.5 |
6 |
3 |
4.0 |
1.5 |
29.5 |
|
M36*1.5 |
6 |
3 |
4.0 |
1.5 |
32.5 |
|
M39*1.5 |
6 |
3 |
4.0 |
1.5 |
35.5 |
|
M42*1.5 |
8 |
3 |
5.0 |
1.5 |
38.5 |
|
M45*1.5 |
8 |
3 |
5.0 |
1.5 |
41.5 |
|
M48*1.5 |
8 |
3 |
5.0 |
1.5 |
44.5 |
|
M52*1.5 |
8 |
3 |
5.0 |
1.5 |
48.0 |
|
M56*2.0 |
8 |
3 |
5.0 |
1.5 |
52.0 |
|
M60*2.0 |
8 |
3 |
6.0 |
1.5 |
56.0 |
Для тихоходного вала выбираем материал – сталь 40Х, термообработка – улучшение.
Твердость НВ 232…264 (табл.11.4).
Эскизная компоновка (рис.4.4) выполняется на миллиметровой бумаге формата А1 карандашом в тонких линиях, желательно в масштабе 1:1 и должна содержать одну проекцию – разрез по осям валов.
Предварительно выбираем роликовые конические радиально-упорные подшипники (табл. П.35). Параметры подшипников средней (легкой) серии выбираем по диаметру dП1 и dП2 (табл. П.39) и заносим их в табл. 4.3.
Таблица 4.3
|
Вал |
Подшипники |
|||||
|
Обозначение |
d×D×B (T), мм |
Сr, кН |
Go, кН |
α, град |
е |
|
|
Быстроходный Б1 Тихоходный Т2 |
|
|
|
|
|
|
Расстояния ∆3, а1,а2 ,l3 определяем так же, как и в подразделе 3.5. Выбираем смазывание подшипников пластическим смазочным материалом, т.к. один из подшипников быстроходного вала удален. Поэтому принимаем расстояние от торца подшипников до внутренней стенки корпуса редуктора ∆3=10 мм для установки мазеудерживающих колец.
Расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника до точки приложения силы давления ременной передачи l0=dП1+0,65db1+a1.
Диаметры ступицы колеса, мм:
dcm2=1,6dk2.
Длина ступицы колеса, мм:
Lcm2=(1,2…1,5)dk2.
Толщина обода колеса, мм:
δ0=(3…4)т.
Диаметр и длину ступицы и толщину обода округлить до ближайшего стандартного значения из ряда Ra 40.
Зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса ∆1=1,2·δ, где δ=0,05Re+1- толщина стенки корпуса редуктора (δ≥8мм).
Зазор между колесом и внутренней стенкой корпуса ∆2=δ.
Зазор между колесом и дном корпуса ∆0≥4δ.
Принимаем расстояние между реакциями подшипников быстроходного вала с ≈ (1,4…2,3)f1 , где f1 – расстояние от среднего делительного диаметра шестерни (d1) до реакции подшипника, определенное замером.
Измерением находим расстояние А от линии реакции подшипника до оси быстроходного вала и расстояния с2 и f2.