Ориентировочный расчёт валов. Конструктивные размеры зубчатой пары.

Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр зубчатых колёс и др.), диаметр внутреннего кольца и ширина подшипника зависят от диаметра вала. Обычно вначале определяют диаметр выходного конца вала, а затем, учитывая конструктивные особенности, назначают диаметры посадочных мест для зубчатых колёс и подшипников. Для последующего выполнения уточнённого расчёта вала надо установить расстояние между точками приложения сил (активных и реактивных) на оси вала, определить реакции подшипников, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. В нашем случае известны только активные силы, действующие на валы со стороны зубчатого зацепления.

Диаметр выходного конца вала определю грубо приближённо (ориентировочный расчёт) из расчёта на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям (см. занятие 20): t_к = [20…40] МПа.

Принимаю [t_к]^' = 25 МПа для стали 45 (при d_f1 =56 мм целесообразно изготовить быстроходный вал вместе с шестернёй) и [t_к]^'' = 20 МПа для стали 35, которую назначаю для изготовления тихоходного вала.

1. Для ведущего (быстроходного) вала редуктора при [t_к]^' = 25 МПа из уравнения прочности:

t_к = T / W_p = 16 T₁ / (pd³) £ [t_к]^',

получаю

Ö  

16 16× 105  

Ö  

p × 25 × 10⁶  

p [t_к]^'

Ö  

16 Т₁  

d ³ = = 21,4× 10 ^-6 = 2,78 × 10^{-2 м.}

3.

В соответствии с рядом R_a40 принимаю d_в1 = 30 мм. Замечаю, что в случае применения стандартной муфты разница между диаметрами соединяемых валов не должна превышать 20…25 %. Диаметр вала запроектированного электродвигателя 4А160S6У3 равен 48 мм (см. табл. П62) и, следовательно, ориентироваться на стандартную муфту нельзя.

Назначаю посадочные размеры под уплотнения и подшипники (рис.2).

Принимаю диаметр вала под манжетное уплотнение d₁^I = 34 мм (необходимо оставить высоту буртика примерно в 1…3 мм для упора торца втулки полумуфты); диаметр вала под подшипник d₁^II = 35 мм.

Диаметр d₁^III приму равным 44мм., чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4,5 мм для посадки ориентировочно назначаемого конического роликоподшипника средней серии (см. табл. П63).

Так как диаметр впадин шестерни d_f1 =56 мм. незначительно превышает диаметр вала по подшипник d₁^II = 35 мм., то, как уже и указывалось, шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.

2. Для ведомого (тихоходного) вала редуктора при Т₂ = i T₁ = 4,85 × 105 = 509,3 Н × м. без учёта КПД передачи

16 × 509,3  

Ö  

Ö  

p × 20 × 10⁶  

p [t_к]^II

Ö  

16 Т₂  

d ³ = = 130 × 10 ^-6 = 5× 10^{-2 м.}

4.

В соответствии с рядом R_a40 принимаем (см. рис.2): диаметрd_в2 = 50 мм, диаметр вала под уплотнение d₂^I = 54 мм., диаметр вала под подшипник d₂^II = 55 мм., диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса d₂^III = 60 мм.

3. Конструктивные размеры зубчатого колеса (см. рис.2).

диаметр ступицы d₂^IV» (1,5…1,7) d₂^III = (1,5…17) 60 = 90…102 мм., принимаюd₂^IV = 96 мм;

длина ступицы l_ст» (0,7…1,8) d₂^III = (0,7…1,8) 60 = 42…108 мм; принимаю l_ст = 74 мм;

толщина обода d_о» (2,5…4) m_n = (2,5…4) 2,5 = 6,25…10 мм., принимаю d_о = 8 мм;

Колесо изготовляю из поковки, конструкция дисковая.

Толщина диска е» (0,2…0,3) b₂ = (0,2…0,3) 72 = 14,4…21,6 мм, принимаю е = 18 мм.

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм.

7Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора (см.рис.2 и 3)

Корпус и крышку редуктора изготовлю литьём из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса d» 0,025 а_w + 1…5 мм = 0,025 × 180 + 1…5 мм = 4,5 + + 1…5 мм, принимаю d = 10 мм.

2. Толщина стенки крышки корпуса редуктора d₁» 0,02 а_w + 1…5 мм = 0,02 × 180 + 1…5 мм = 3,6 + 1…5 мм, принимаю d₁ = 8 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s» 1,5d = 1,5 × 10 = 15 мм, принимаю s = 15 мм.

4. Толщина пояса крышки редуктора s₁» 1,5d = 1,5 × 10 = 15 мм, принимаю s₁ = 15 мм.

5. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t» (2…2,5) d = (2…2,5) × 9 = 18…22,5 мм, принимаю t = 20 мм.

6. Толщина рёбер жёсткости корпуса редуктора С» 0,85d = 0,85 × 9 = 7,65 мм, принимаю С = 8 мм.

7. Диаметр фундаментных болтов d_ф» (1,5…2,5) d = (1,5…2,5) × 10 = 15…25 мм, принимаю d_ф = 20 мм.

8. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту) К₂ ³ 2,1 d_ф = 2,1 × 20 = 42 мм, принимаю К₂ = 42 мм.

9. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора d_к» (0,5…0,6) d_ф = (0,5…0,6) × 20 = 10…12 мм, принимаю d_к = 10 мм.

10. Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников К = 3 d_к = 3 × 10 = 30 мм, принимаю К = 30 мм. Ширину пояса К₁ назначают на 2…8 мм. меньше К, принимаю К₁ = 26 мм.

11. Диаметр болтов, соединяющих корпус и крышку редуктора около подшипников d_к.п» 0,75 d_ф = 0,75 × 20 = 15 мм, принимаю d_к.п = 15 мм.

12. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору d_п» (0,7…1,4) d = (0,7…1,4) × 10 = 7…14 мм, принимаю d_п^I = d_п^II = 10 мм. для быстроходного и тихоходного валов.

13. Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8…16 мм. большие значения для тяжёлых редукторов

14. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_к.с = 6…10 мм, принимаю d_к.с = 8 мм.

15. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) d_п.р ³ ³(1,6…2,2) d = (1,6…2,2) × 10 = 16…22 мм, принимаю d_п.р = 18 мм.

8Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов и компоновка редуктора (см. рис.2).

Чтобы вычертить компоновку редуктора, проверить прочность и жёсткость валов, необходимо ориентировочно найти остальные конструктивные размеры его деталей и сборочных единиц.

1. Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса определяют из соотношения у» (0,5…1,5) d = (0,5..1,5) × 10 = 5…15 мм., принимаю у = 8 мм.

Если l_ст > b₁, то у берут от торца ступицы. В нашем случае l_ст = b₁ = 75 мм., а потому размер у от торца ступицы колеса и от торца шестерни один и тот же.

2. Расстояние межу внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни у₁» (1,5…3) d = (1,5…3) × 10 = 15…30 мм., принимаю у₁ = 20 мм.

Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора (см. занятия 18) расстояние от окружности d_а2 до внутренней стенки картера ориентировочно назначают из соотношения у^'₁» (3…4) d = (3…4) 10 = 30…40 мм, принимаю у^'₁ = 35 мм.

3. Длины выходных концов быстроходного l₁ и тихоходного l₂ валов определяют из соотношения l» (1,5…2) d_в, а затем уточняют, исходя из длины ступиц деталей сборочных единиц, насаженных на эти концы:

l₁ » (1,5…2) d_в = (1,5…2) 30 = 45…60 мм, принимаю l₁ = 50 мм.

l₂ » (1,5…2) d_в = (1,5…2) 50 = 75…100 мм, принимаю l₂ = 85 мм.

4. Назначаю тип качения подшипников для быстроходного и тихоходного валов и определяю конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем конические роликоподшипники, воспринимающие как радиальную, так и осевую нагрузку при работе с умеренными толчками.

При значительной разнице диаметров посадочных участков валов под подшипники (d₁^II = 35 мм, а d₂^II = 55 мм.) следует ожидать, что

для тихоходного вала подойдёт более лёгкая серия подшипника, чем для быстроходного. Здесь типоразмеры подшипников намечаются ориентировочно для возможности компоновки редуктора; в дальнейшем при подборе подшипников по динамической грузоподъёмности их параметры будут уточнены.

Ориентируясь на среднюю серию подшипника для быстроходного и лёгкую серию для тихоходного валов, по табл. П43 получаю:

d = d₁^II = 35 мм, d₁ = 80 мм, T^'_max = 23 мм;

d = d₂^II = 55 мм, d₂ = 100 мм, T ^II_max = 23 мм.

Размер Х» 2 d_п, принимаю

Х' 2 d_п^' = 2 × 10 = 20 мм для быстроходного вала;

Х'' 2 d_п^II = 2 × 10 = 20 мм для тихоходного вала.

Размеры l₁^I и l₂^I ориентировочно принимаю равным 1,5 T_max:

l₁^I = 1,5 T^'_max = 1,5 × 23 =35,5 мм,

принимаю l₁^I = l₂^I = 35 мм при T^'_max = T^''_max

Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни l₁^II» 8…18 мм, принимаю l₁^II = 12 мм. Размер l₁^III» 8…18 мм, принимаю l₁^III= 12 мм.

Осевой размер глухой крышки подшипника тихоходного вала l₂^II = 8…25 мм, принимаю l₂^II = 15 мм.

5. Определяю расстояние а₁ и а₂ по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приму на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала (см. рис.3):

а) тихоходный вал

а₂» у + 0,5 l_ст = 8 + 0,5 × 85 =50,5мм, принимаю а₂ = 50 мм;

б) быстроходный вал

а₁» l₁^II + 0,5 b₁ = 35 + 0,5 × 72 =71 мм, принимаю а₁ = 71 мм.

6. Определяю габаритные размеры редуктора (см. рис. 3 и 4):

B_p = l₂ + l₂^I + T^'_max + y + l_ст + y + T^II_max + l^II₂ + 0,5 T^II_max + l₁ =

= 85 + 35 + 23 + 8 + 85 + 8 + 23 + 15 + 0,5 × 23 + 50 = 343,5 мм,

принимаю ширину редуктора В_р = 344 мм;

L_p» K₁ + d +y₁ + 0,5 d_a2 + a_w +0,5 d_a1 + y₁ + d +K₁ = 2 (K₁ + d + y₁) +

+ 0,5 (d_a2 + d_a1) + a_w = 2 (26 + 10 + 20) + 0,5 (302,6+ 67) + 180 =476,8 мм,

принимаю длину редуктора L_p = 477 мм;

H_p» d₁ + y₁ + d_a2 +y^'₁ + t =8 + 20 + 302,6 + 35 + 20 = 385,6 мм,

принимаю высоту редуктора Н_р = 390 мм.

7. Используя рисунок 3, размеры зубчатой пары и другие ориентировочно полученные размеры редуктора, вычерчиваю его компоновку на листе чертёжной бумаги (можно на миллиметровке) в масштабе 1:1. При этом ориентировочно полученные конструктивные размеры редуктора и его деталей могут незначительно измениться.

Компоновку начинают вычерчивать с валов, затем вычерчивают зубчатое колесо в зацеплении с шестернёй (можно и наоборот), потом подшипники и т.д.

Дата добавления: 2015-08-13