Подбор типа подшипников качения и схемы их установки

 

Для опор валов цилиндрических колес используют чаще всего шариковые радиальные подшипники.

Подшипники валов устанавливаем по схеме в распор.

Подбор подшипников производим по диаметру d _п ([1] таблица 24.10).

Назначаем подшипники легкой серии:

– подшипник № 207 для быстроходного вала

d _п = 35 мм;

C _r = 25.5 кН - динамическая грузоподъемность;

C _0r = 13,7 кН - статическая грузоподъемность;

D = 72 мм - наружный диаметр подшипника;

В = 17 мм - ширина подшипника;

r = 2 мм – радиус скругления.

– подшипник № 207 для быстроходного вала

d _п = 35 мм;

C _r = 25.5 кН - динамическая грузоподъемность;

C _0r = 13,7 кН - статическая грузоподъемность;

D = 72 мм - наружный диаметр подшипника;

В = 17 мм - ширина подшипника;

r = 2 мм – радиус скругления.

 

КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

 

Компоновку и дальнейшую расстановку конструкции провожу по первому варианту, т.к. d _БП > d _f1; 45 > 28,705 мм.

Чтоб поверхности крутящихся колес не задевали за внутренние поверхности стен корпуса, меж ними оставляют зазор a, мм

,

где L – расстояние между крайними точками зубчатых колес, мм.

,

где d _a1, d _a2 - диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса, мм;

a _w – межосевое расстояние, мм.

мм

мм

Принимаем a = 10 мм.

Ширина шестерни b ₁, мм

,

где b ₂ – ширина зубчатого колеса, мм.

мм

 

Рисунок 6 (ЭСКИЗ)

 

КОНСТРУИРОВАНИЕ УЗЛА ВАЛА; ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ДЕТАЛЕЙ УЗЛА

 

Размер привёртных подшипниковых крышек ([1] с. 150).

а) Конструирование быстроходного вала редуктора.

Толщину стены крышки δ определяем по нагруженному диаметру подшипника D = 72 мм;

Принимаем δ = 6 мм ([1] с. 148).

Размеры элементов крышек:

, мм;

, мм;

, мм;

, мм.

мм

мм

мм

Ширину канавки b определяем по нагруженному диаметру: b = 3 мм ([1] таблица 7.8 стр 139).

По ГОСТ 8752-79 принимаем манжеты: 1- типа, размеры кармана для манжетного уплотнения h ₁ = 10 мм и D ₁ = 58 мм ([1] таблица 24.26).

б) Конструирование тихоходного вала редуктора.

Толщину стены крышки δ определяем по нагруженному диаметру подшипника D = 72 мм;

Принимаем δ = 6 мм ([1] с. 148).

Размеры элементов крышек:

, мм;

, мм;

, мм;

, мм.

мм

мм

мм

Ширину канавки b определяем по нагруженному диаметру: b = 3 мм ([1] таблица 7.8).

По ГОСТ 8752-79 принимаем манжеты: 1- типа, размеры кармана для манжетного уплотнения h ₁ = 10 мм и D ₁ = 58 мм ([1] таблица 24.26).

Конструирование зубчатых колес.

Редуктор проектируется для серийного производства.

Форма зубчатого колеса для серийного изготовления подходит изображению на рисунке ([1] рис. 5.3 а).

 

[1] рис. 5.3 а– Форма зубчатого колеса

Длину ступицы зубчатого колеса принимаем равной ширине зубчатого венца l _СТ =b ₂ = 45 мм.

Диаметр ступицы назначаем для стали d _СТ, мм

,

где d – диаметр вала d_БП, мм.

мм

Принимаем: d _СТ = 70 мм ([1] таблица 21.1).

Ширину торцов зубчатого венца принимаем S, мм

S = 2,2∙m + 0,05∙b ₂,

где m – модуль передачи, мм;

b ₂ – ширина зубчатого колеса, мм.

S = 2,2∙2 + 0,05∙45 = 6,65 мм

m = 2 – модуль зацепления.

Толщина диска С, мм

C = 0,35∙b ₂,

где b ₂ – ширина зубчатого колеса, мм.

C = 0,35∙45 = 15,75 мм

ɤ = 7° - штамповочный уклон и радиус закруглений R ≥ 6 мм.

Острые кромки на торцах ступицы также притупляют фасками, габариты которых принимают([1] с. 63).

f = 2 мм при посадочном диаметре зубчатого колеса d _к = 65 мм.

 

РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

– Для быстроходного вала.

Сила смятия F _см, МПа

где d – диаметр вала, мм;

T ₁ – вращающий момент на I валу, Н∙м.

Длина шпонки l, мм

где l _ст – длина ступицы, мм.

Принимаем стандартное значение: l = 40 мм ([1] таблица 24.29).

Расчетная длина шпонки l _р, мм

где l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм.

Критерием трудоспособности шпонки являются напряжения смятия:

где Т – передаваемый шпонкой момент, Н∙м;

d – диаметр вала, мм;

h и l _p – высота и рабочая длина шпонки, мм;

[σ]_см = 110 МПа – допускаемые напряжения смятия.

 

 

– Для тихоходного вала

Сила смятия F _см, МПа

где d – диаметр вала, мм;

T ₁ – вращающий момент на II валу, Н∙м.

Длина шпонки l, мм

где l _ст – длина ступицы, мм.

Принимаем стандартное значение: l = 40 мм ([1] таблица 24.29).

Расчетная длина шпонки l _р, мм

где l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм.

Критерием трудоспособности шпонки являются напряжения смятия:

где Т – передаваемый шпонкой момент, Н∙м;

d – диаметр вала, мм;

h и l _p – высота и рабочая длина шпонки, мм;

[σ]_см = 110 МПа – допускаемые напряжения смятия.

Для шпонки на конусе.

Сила смятия F _см, Мпа

где d – диаметр вала, мм;

T ₂ – вращающий момент на II валу, Н∙м.

Длина шпонки l, мм

где l _ст – длина ступицы, мм.

Принимаем стандартное значение: l = 40 мм ([1] таблица 24.29).

Расчетная длина шпонки l _р, мм

где l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм.

Критерием трудоспособности шпонки являются напряжения смятия:

где Т – передаваемый шпонкой момент, Н∙м;

d – диаметр вала, мм;

h и l _p – высота и рабочая длина шпонки, мм;

[σ]_см = 110 МПа – допускаемые напряжения смятия.

По данным расчетам условие прочности выполняется.