Муфты втулочно-пальцевые (по ГОСТ 21424-93)

Номина-льный момент, Нм	Диаметр отверстия для валов, Н8 и Н9	Наибольший диаметр муфты	Длина муфты для концов валов	Частота вращения не более, об/с	Угловое смеще-ние
1-й ряд	2-й ряд	длинных	коротких
6,3	9, 10, 11	-			-		1°30¢
	12, 14, 16	-
31,5	16, 18
	20, 22
	25, 28
	32, 36,	35, 38					1°00¢
40, 45
	40, 45

 

Таблица 4

Муфты упругие с торобразной оболочкой (по ГОСТ Р 50892-96)

Номиналь-ный момент /максималь-ный при перегрузках, Нм	Диаметр отверстия для валов, Н7 и Н9	Наиболь-ший диаметр муфты	Длина муфты для концов валов	Частота вращения не более, об/с**	Угол закручивания при номинальном моменте, не менее
1-й ряд	2-й ряд	длин-ных	коротких
25/80	14, 16, 18						5°30¢
40/125
20, 22, 25
63/200	20, 22
25,28
100/315	22, 25, 28
30, 32, 36
160/500	28, 30, 32, 36	35, 38
250/800	32, 36	35, 38
40, 45
400/1250
40, 45, 50	42, 48

 

 

Лист

В данном случае, учитывая значение диаметра d ₁ вала ЭД и момент на входном валу редуктора, равный …. Нм, можно использовать муфту с торообразной оболочкой и номинальным моментом на входном валу …. Нм. С учётом значения d _р-Вх= …… мм и рекомендуемых значений диаметров валов, соединяемых данной муфтой, значение присоединительного участка входного вала редуктора выбираем из ряда …, …, …, …., … мм.

В данном проекте можно назначить подшипники для входного и промежуточного валов одного и того же типоразмера и принять внутренний диаметр подшипника d _П1 = d _П2 = ….. мм. Тогда диаметр присоединительного участка входного вала d _Вх » d _П1 /(1,12…1,16) = …. - …… мм.

Принято значение d _Вх = …. мм.

Предварительный выбор подшипников качения

Все валы данной схемы редуктора нагружены радиальными и осевыми силами и могут быть установлены на радиально-упорные шарикоподшипники или конические роликоподшипники. Для опрор всех валов приняты радиально-упорные шарикоподшипники серии 46.000:

– для выходного вала лёгкой серии;

– для промежуточного и входного валов средней серии

Параметры подшипников представлены в таблице 5.

Таблица 5

Параметры подшипников

Вал	Обозначение подшипника	d п	D п	T или В	С кН	С 0 кН	е	Х	Y
Тихоходный
Промежуточный
Быстроходный

 

1.5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МЕЖОСЕВЫХ РАССТОЯНИЙ

Габариты редуктора существенно зависят от размеров зубчатых передач и размеров подшипников качения (рис.3).

1. Соединение крышки редуктора с корпусом производится болтами или шпильками. Для установки болтов необходимо, чтобы расстояние минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников было не менее 2 g. Соответственно, межосевое расстояние а зубчатой передачи не должно быть меньше значения, принимаемого конструктивно по условиям сборки редуктора.

 

Лист

Для схемы на рис.3 должны соблюдаться следующие условия сборки:

– для тихоходной передачи a _т ³ 0,5(D_{п 3}+ D_{п 2}) + 2 g,

– для быстроходной передачи a _Б³ 0,5(D_{п 2}+ D_{п 1}) + 2 g,

где D_{п 1}, D_{п 2} и D_{п 3} – наружные диаметры подшипников качения соответственно входного вала, промежуточного и выходного вала.

Минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников l _п = 2 g принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора:

Болт М10 М12 М14 М16 М20

2 g 32 40 44 48 56 мм.

Диаметр болта должен быть d _б ³ 1,25 T _им ^1/3 ³10 мм, где T _им в Нм. Расчётное значение d _{б –р} = …. мм. Принят болт М…, для которого 2 g = ….. мм.

a _т ³ 0,5(D_{п 3}+ D_{п 2}) + 2 g = ………………………. = …….. мм;

a _Б³ 0,5(D_{п 2}+ D_{п 1}) + 2 g = ………………………..=…….. мм.

По ряду R 40:... 50; 55; 60; 63; 70; 72; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130, далее через 10 мм до 260 и через 20 мм до 420

предварительно приняты a _Б = … мм и a _т= … мм

2. Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор с _о между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр вершин зубьев d_{а 2б}) и тихоходным валом (на рис.3 диаметр d _В):

a _т ³ 0,5 d_{а 2б} + 0,5 d _В + с _о,

где с _о = (3 … 5) мм; с _о» (0,3 … 0,5) с, а с = L ^1/3 + 3 мм; L – расстояние между внешними поверхностями передач; принято значение с = 10…12 мм;

d _В – диаметр вала принимается согласно эскизу выходного вала редуктора (рис. 3);

диаметр окружности вершин зубьев колеса быстроходной зубчатой передачи равен

d_{а 2б} = d _2б + 2 m _б = 2 a _б u _б /(u _б+ 1) + 2 m _б,

где d _2б – делительный диаметр зубчатого колеса, m _б – модуль зацепления быстроходной передачи; для оценки значения d_{а 2б} принято m _б = …. мм.

Значение d_{а 2б} = …………………………….= ….. мм.

Так как a _т ³ 0,5 d_{а 2б} + 0,5 d _В + с _о = ……………… = …для дальнейших расчётов принимаем значении a _т = ……. мм.

 

 

Лист

1.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ

ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Принятые значения a _т и a _б используем для определения геометрических параметров шестерни и колеса тихоходной и быстроходной передач. Выбор параметров связан с соблюдением ряда технологических и конструктивных: ограничений:

– значение модуль зацепления m стандартизовано:

1-й ряд – 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25 …. мм;

2-й ряд – 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22 …. мм;

– числа зубьев шестерни z ₁иколеса z ₂ должны быть целыми числами;

– по условию отсутствия подрезания зубьев принимают z ₁ ³ 17cos³b, где угол наклона зубьев косозубых колёс b = 7°…22°, cosb = 0,993…0,927;

– значение ширины зубчатого венца b должно удовлетворять ряду ограничений; так, b £ m y _m, согласно таблице 6 принято значение коэффициента ширины зубчатого венца относительно модуля зацепления y _m = = b / m = …… и предварительно принято значение соsb = …. при b> b_min.

Предварительно примем, что твёрдость зубьев шестерни и колеса Н ₁ и Н ₂ >350 НВ.

Таблица 6

Характеристика передач	y m = b / m
Высоко нагруженные точные передачи, повышенная жёсткость деталей и корпуса Н £ 350 НВ Н > 350 НВ Передачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорами Н £ 350 НВ Н > 350 НВ Открытые передачи, передачи невысокой степени точности, передачи с консольным расположением колёс, подвижные колёса коробок передач	£ 45 … 30 £ 30 … 20     £ 30 … 20 £ 20 … 15   £ 15 … 10

Примечание. Большие значения рекомендуются в случае практически постоянных нагрузок, нереверсивных передач.

Определение значений параметров передач выполнено по следующей схеме.

1. Используя равенство

а = 0,5(d ₁+ d ₂) = 0,5 d ₁(u +1) = 0,5 m z ₁(u + 1)/cos b, для каждой передачи определялось расчётное значение

mz ₁ = 2 а cos b /(u +1).

 

 

Лист

2. Согласно условию z ₁ ³ 17cos³b принималось значение z ₁ = 17…. 24 и подбиралось стандартное значение модуля m так, чтобы произведение mz ₁ в наименьшей степени отличалось от его расчётного значения;

Вычислялось значение z ₂ = u z ₁ и округлялось его до ближайшего целого значения;

4. Вычислялось новое значение передаточного числа данной передачи u = z ₂/ z ₁ при отклонении полученного значения u от ранее принятого в таблице 1 не более 5%.

5. По полученным значениям m, z ₁ и u определялось новое значение

cos b = 0,5 mz ₁ (u +1) / а; значение угла должно соответствовать условию b ³ b _min; если это условие не выполнялось, подбор параметров повторялся.

Результаты геометрического расчёта зубчатых передач оформите в виде таблицы 7.

Таблица 7