Курсовая работа: Узел редуктора электромеханического привода

Но так как у нас k TИМ < М кр, то предварительно значение диаметра dВ определяем по формуле

dВ » dМ (k TИМ /М кр)1/3 =60 (2∙1500/3090)1/3 =59,4 мм.       (1.19)

Окончательно принимается значение dВ из ряда нормальных линейных размеров R40. И у нас dВ=62 мм.

1.4.2 Проектировочный расчёт валов

На этом этапе разработки проекта известны только крутящие моменты на валах.

При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс можно определяют, исходя из условия

 d » (Т/ 0,2 [t])1/3, (1.20)

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

Примем допускаемое напряжение для входного вала [t] = 0,026sв = 15 МПа; для промежуточного вала [t] = 0,030sв = 17,5 МПа; для выходного вала [t] = 0,036sв = 21 МПа.

Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно sв= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм.

Таким образом диаметр для быстроходного вала, на входном валу редуктора

мм,

мм,

мм.

На данном этапе разработки проекта необходимо определить диаметры валов в местах установки подшипников качения.

1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения

Зная значения внутренних диаметров подшипников качения d п диаметров, назначим тип подшипников.

Принимаем для быстроходного вала конические подшипники средней серии, для промежуточного вала конические подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.

Таблица 3

Параметры подшипников

1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

Конструктивно межосевое расстояние (рис.2.1.) зубчатой пары

 aТ ³ 0,5(Dп1+ Dп2)+ 2g,                            (1.24)

 aб ³ 0,5(Dп3+ Dп2)+ 2g ,

где Dп1 Dп2 и Dп3 – наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала, промежуточного вала и входного вала;

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

Диаметр болта должен быть

d » 1,25 TИМ 1/3 ³10 мм,                                               (1.25)

где TИМ в Нм.

По формуле (1.25)

d =мм.

Для М14 2g=44 мм. Подставим эти значения в формулу (1.24) и произведем расчет

aТ ³ 0,5(125+100) + 44=156,5 мм,

aб ³ 0,5(100+90) + 44=139 мм.

Полученные конструктивно значения межосевых расстояний aТ и aБ округлим по ряду R40. Таким образом aТ=160 мм, aб=140 мм.

Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор со между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр

aт ³ 0,5dа2б + 0,5 d* + со,

где со = (3 … 5) мм,

значение d* принимается согласно эскизу выходного вала редуктора,

 dа2б = d2б + 2mб = 2 aб uб /(uб+ 1) + 2mб, d2б – делительный диаметр зубчатого колеса, mб – модуль зацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуля mб находится в пределах от 1,5 до 3 мм).

dа2б = d2б + 2mб = 2 aб uб /(uб+ 1) + 2 mб =2*5*140/6 + 2*3=239мм

 aт ³ 0,5*239 + 0,5*72 + 5=160 мм ,

принятое значение межосевого расстояния aт не удовлетворяет условию aт ³ 0,5dа2б + 0,5 d* + со, необходимо принять новое значение aт =160 мм по ряду R40.

1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс

Принятые выше значения aТ и aБ используем для определения делительных диаметров шестерни и колеса тихоходной пары и быстроходной пар (рис 2.1):

d1Т = 2 aТ /(1+ u Т); d2Т = u Т d1Т

d2Б = 2 aБ /(1+ u Б); d2Б = u Б d1Б. (1.26)

Одна из основных характеристик, определяющих геометрические параметры зубчатых передач, m - модуль зацепления. Z1- число зубьев шестерни.

При назначении остальных параметров каждой зубчатой передачи необходимо выполнять следующие требования и условия.

1.  Учитывая требование минимизации габаритов редуктора, выполняем расчёт косозубых цилиндрических передач; т.е. b ¹0, следовательно,  cosb <1, mz1< d1 и m < (d1 / z1).

2.  Число зубьев шестерни по условиям отсутствия подрезания зубьев должно быть z1 ³17 (обычно z1 принимается 20 и более).

3.  Кроме того, необходимо, чтобы число зубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2 = u z1 были целым числами.

Значения коэффициента ym

Произведем расчеты для быстроходной передачи

Межосевое расстояние на входном валу а =140 мм, u = 5. Выполнить геометрический расчёт передачи.

u=110/22=5

cosb = 0,5m z1(u + 1)/а=0.5*2*22*(5+1)/140=0,942, приемлемо.

Произведем расчет для тихоходной передачи на выходном валу

Межосевое расстояние а=160 мм, и=4. Выполнить геометрический расчет передачи.

 Решение

 u=80/20=4

Соответственно,

cosb = 0,5m z1(u + 1)/а=0.5*3*20*(4+1)/160=0,937, приемлемо.

Геометрические характеристики зубчатых передач

Страницы: 1, 2, 3