146350 (Розрахунок редуктору), страница 2

Таблиця 3.

K1 = 1,33

K2 = 1,13

Таблиця 3 складана на основі графіків залежності із [3], вид яких дозволяє лінійно інтерполювати дані цієї таблиці. Отримані міжосьові відстані треба далі збільшити до ближчого стандартного значення за табл.4.

Таблиця 4.

aw1 = 200

aw2 = 450

1.8 Визначення модулів зачеплення зубчастих пар редуктора.

Модулі зачеплення можливо визначити за формулами:

(12)

Обчислені максимальні і мінімальні значення надають інтервал, серед якого треба узяти який більше стандартне значення за допомогою табл. 5.

Таблиця 5.

m1 = 2

m2 = 5,5

1.9 Визначення числа зубців зубчастих пар та остаточних значень міжосьової відстані.

Число зубців косозубої шестерні (перший ступень) знаходять за формулою:

Z11 = (13)

Z11 = = 16,6≈17

де  - кут нахилу зубців, який дорівнює =15; (cos 15 = 0,966).

Число зубців прямозубої шестерні (другий ступінь) знаходять за формулою:

Z21 =

Z21 = =17,7

Знайдені числа зубців округляють до ближчого цілого числа. Якщо Z11 або Z21 виявляються менше числа Zmin =17, то треба їх збільшити до 17

Z11 = 17

Z21 = 17,7

Число зубців косозубого колеса Z12 і прямозубого колеса Z22 знаходять за формулами:

Z12 = Z11 U1;

Z12 = 17 • 10,6 = 180

Z22 = Z21 U2.

Z22 = 17,7 • 8,2= 145,8

Отримані значення Z12 та Z22 округляють до ближчого цілого числа.

Z12 = 180

Z22 = 146

З урахуванням округлення числа зубців та прийняттям остаточних значень модулів треба обчислити остаточне значення міжосьової відстані ступенів редуктора за формулами:

(14)

1.10 Визначення основних розмірів зубчастих шестірьон і коліс редуктора.

З початку тут треба визначити діаметри ділильних кіл за формулами:

(15)

Потім розраховують діаметри виступів та западин зубчастого вінця.

Діаметри виступів визначають за формулами:

(16)

Діаметри западин визначають за формулами:

(17)

Ширину зубчастих вінців шестирьон визначають за формулами:

(18)

Ширину зубчастих вінців у коліс приймають на 5мм менше ніж у шестирьон.

Конструкцію шестирьон і валів можна виготовляти із однієї заготівки, тобто робити вал-шестірні.

Конструкцію коліс приймають у вигляді окремих від валів деталей, які мають обід маточину і диск між ними.

Розміри цих коліс беруть на основі досвіду проектування, тобто на основі довідкової літератури, наприклад [1], [2], [6].

Для з'єднання коліс з валами можна використати шпонки, виконуючи їх посадку з натягом відповідно полю допуску Н7/Р6.

1.11 Визначення основних розмірів валів.

Діаметри ділянок, що виступають з корпусу для швидкохідного і тихохідного валів, а також діаметр проміжного вала визначають за формулами:

(19)

де Т1, Т2, Т3 - знайдені вище обертові моменти на валах (кНмм),

[] - допустиме напруження при роботі на кручення валів з урахуванням ще роботі на згинання; яке дорівнює []=25 Н/мм .

Діаметри опорних часток валів(цапф) треба збільшувати до розмірів кратних 5мм згідно з отворами стандартних підшипників.

Діаметри часток валів, що передбачені для посадки маточин коліс треба ще збільшувати на 2...5 мм.

Розмір часток валів, що застосовують для розкріплення маточин коліс і підшипників належить визначати використовуючи досвід проектування, тобто на основі довідкової літератури [1], [2], [6].

Довжину дільниць валів, що виступають за корпус можна знайти за формулами:

= (1,5…2)dB2;

= 2 • 35,9 = 71,8;

= (1,5…2)dB3;

= 1,5 • 78,2 = 156,4.

1.12 Вибір підшипників редуктора за динамічною вантажопідйомністю.

Геометричне вибір підшипників є вибір внутрішнього діаметра його (за каталогом підшипників), рівного номінальному діаметру (без допуску на посадку) вала.

Працездатність та ресурс підшипника забезпечують вибором його за динамічною вантажопідйомністю.

Перевірку працездатності виконують за нерівністю:

Сп  Ст , (20)

де Сп - потрібна вантажопідйомність,

Ст - таблична вантажопідйомність за каталогом підшипників. Величину С_п розраховують за формулою:

. (кН)

де Кб - коефіцієнт безпеки, який дорівнює Кб =1,3;

X - коефіцієнт радіального навантаження Rr на підшипник;

Y - коефіцієнт осьового навантаження Fa на підшипник;

L - потрібна витривалість підшипника (ресурс), яка дорівнює L = tc;

n - частота обертання внутрішнього кільця сумісного з валом на який воно насаджено;

 - показник радикалу, який дорівнює для радіальних підшипників  = 3, а для радіально - упорних  = 3,3.

Визначення Сп для підшипників всіх трьох валів потребує значного об'єму обчислювання, тому буде достатньо лише підбора радіальних підшипників для тихохідного вала, де Fa =0.

Тоді динамічну вантажопідйомність можна визначити за формулою:

Сп = 1,17 Rr . (кН) (21)

Сп = 1,17 • 4,2 • = 10,9 кН

Радіальне навантаження Rr на підшипники при несиметричному розташуванні колеса відносно них складає:

Rr = 0,7 Ft , (кН)

Rr = 0,7 • 5,9 = 4,2 кН

де Ft - окружна сила у зачепленні зубчастої пари другого ступеня.

Величина сили Ft пов'язана з обертовим моментом T3 і ділильним діаметром колеса d3 формулою:

Ft = . (кН) (22)

Ft = = 5,9 кН

10,9  Ст

Вибір радіального кулькового підшипника (однакового для обох опор вала) можна зробити за допомогою табл. 6 із [6] для підшипників легкої серії.

Таблиця 6.