Материал: самара

предельные отклонения размеров: отверстий + t, валов – t, остальных

±t/2 среднего (грубого, точного) класса точности и др.);

–таблица основных геометрических параметров для деталей зубчатых передач.

3.16. СПЕЦИФИКАЦИИ

Спецификации сборочного чертежа редуктора и чертежа общего вида привода (см. рис. 6.5) выполняются по стандартной форме. Разделы спецификации располагаются в следующем порядке:

1)документация;

2)сборочные единицы;

3)детали;

4)стандартные изделия.

4.ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА

СОДНОСТУПЕНЧАТЫМ ЗУБЧАТЫМ КОНИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ

4.1.ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ

РАСЧЕТ ПРИВОДА

Выполнение этого параграфа производится аналогично тому, как это сделано в п. 3.1. Результаты кинематического и силового расчета заносятся в табл. 4.1.

Таблица 4.1

Значение кинематических и силовых параметров на валу

60

4.2. РАСЧЕТ РЕДУКТОРНОЙ ПЕРЕДАЧИ

На основании требований технического задания и результатов кинематического и силового расчета привода определяем исходные данные для расчета передачи (табл. 4.2).

Тип передачи (реверсивная или нереверсивная, открытая или закрытая, прямозубая или косозубая)

Предварительно выбираем материал со средними механическими характеристиками (табл. П5): для шестерни – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость НВ269…302; для колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость НВ235…262.

61

Определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса по табл. П6 и П7, где принимаем коэффициенты долговечности КHL=1, КFL=1 для редуктора с длительной эксплуатацией; средняя твердость для шестерни НВср=(269+302)/2, для колеса НВср=(235+262)/2.

Определяем внешний делительный диаметр колеса de2, мм, числа зубьев шестерни z1 и колеса z2, фактическое передаточное число uф, средний окружной модуль m, мм, и внешний окружной модуль me, мм

(табл. П61).

Выполняем расчет основных геометрических параметров передачи (табл. П63).

Проверяем пригодность заготовок колес (табл. П11).

Проверяем передачу на контактную (табл. П65) и изгибную (табл.П68)выносливостьинакратковременнуюперегрузку(табл.П21).

4.3. РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ

Выполнение этого параграфа производится аналогично тому, как это сделано в п. 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= 2Т1/d1;

радиальная сила на шестерне и осевая сила на колесе, Н,

Fr1= Fa2 =Ft1∙tgα∙cosδ1;

осевая сила на шестерне и радиальная сила на колесе, Н,

Fa1= Fr2 =Ft1∙tgα∙sinδ1,

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,

62

где βn=35° – средний угол наклона линии зуба; нижний знак в первом уравнении и верхний знак во втором уравнении ставятся в том случае, когда направление вращения ведущего колеса (шестерни) и направление линии зуба совпадают (направление вращения по часовой стрелке – правое).

Р и с. 4.1. Схема сил в зацеплении конической прямозубой передачи при различных направлениях вращения двигателя

Консольная нагрузка на выходные концы валов редуктора определяется так же, как в п. 3.4.

4.5. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.

ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Определяем диаметры ступеней быстроходного вала (валашестерни) (рис. 4.2).

Р и с. 4.2. Типовая конструкция быстроходного вала редуктора

Диаметрвыходногоконцавалаdв1 определяемтакже,какивп.3.5. Диаметр вала под уплотнение, мм,

63

dУп1=dв1+(4…10).

Диаметр вала под резьбу dР1 определяется по табл. 4.3.

Диаметр вала под подшипники dП1=dР1+(2…4), принимаем целое число, кратное 5.

Диаметр упорной ступени вала dУ1=dП1+(4…10).

Диаметры ступеней тихоходного вала (рис. 4.3) определяем так же, как и в п. 3.5.

Таблица 4.3

Диаметр вала под резьбу

Размеры, мм

64