6. Перший етап ескізного компонування.

1. Цей етап має за мету встановити приблизне положення зубчастого колеса відносно опор, а також шківа пасової передачі і напівмуфти для наступного визначення опорних реакцій і підбору підшипників.

2. Компонувальне креслення виконуємо в одній проекції - розріз по осям валів при знятій кришці редуктора в масштабі 1:1 на міліметровому аркуші паперу.

3. Креслимо спрощено шестерню та зубчасте колесо у вигляді прямокутників за розрахунковими величинами.

4. Окреслюємо контур внутрішньої стінки корпуса. Приймаємо зазор між торцями шестерні або маточини зубчастого колеса та внутрішньою стороною стінки корпуса:

А=1,2∙ =1,2∙8 ≈10мм; приймаємо зазор від зубів колеса і зубів шестерні або зовнішніх кілець підшипників ведучого валу до внутрішньої стінки корпуса:

А= =10мм.

7.5. Попередньо приймаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії для ведучого валу талегкої – для веденого валу. Габарити підшипників вибираємо за діаметром вала у місці посадки підшипників: d_п1= 30 мм, d _п2= 40 мм. За табл. П5[5] (ГОСТ 8338-75): Табл.1.

Умовне позначення підшипника	Розміри підшипника, мм			Вантажопід-йомність, кН
	Dп	dп	ВВп	С	Со
Ведучий вал 306	72	30	19	28,1	14,6
Ведений вал 211	1 100	45	19	33,2	18,6

6.6.Вирішуємо питання щодо змащування підшипників.

При коловій швидкості зубчастих коліс ν= 2,4 м/с приймаємо пластичний змащувальний матеріал - солідол УС-2. Для запобігання витікання мастила всередину корпуса і вимивання пластичного змащувального матеріалу рідким мастилом із зони зачеплення зубчастих коліс встановлюємо маслозатримуючі кільця шириною У=10мм.

6.7.Гпибина гнізда підшипника:

І_г=К₂+ +(1...5)=34+8+(1... 5)=(43... 47)мм приймаємо: І_г=44мм.

6.8.Довжина вихідного кінця ведучого валу під посадку шківа пасової передачі:

І =d ∙2= 25 ∙2=50мм.

6.9.Довжина вихідного кінця веденого валу під посадку напівмуфти:

І _м= 110 мм.

6.10.Заміром креслення визначаємо:

а) Відстань між точками прикладання сил в зачеплені зубчастих коліс і точкою прикладання реакцій опори:

-ведучий вал а =64мм; -ведений вал а =65 мм;

б) Відстань між точками прикладання реакцій в підшипнику і консольною силою:

І₁=52мм; І₂= 104мм.

7. Підбір підшипників валів редуктора.

7.1. Ведучий вал.

7.1.1. Із попередніх розрахунків маємо:

• підшипник 306.

• колова сила F =1975 Н;

• радіальна сила F = 718,8 Н;

• сила від дії пасової передачі F_в= 674,5 Н; ( можна визначати за формулою: )

• обертальний момент на валу Т = 71,1 Н∙м;

• частота обертання вала n = 642 об/хв; n =160 об/хв;

• із першого етапу ескізного компонування а =64 мм і І =52 мм;

• ділильний діаметр шестерні d =72мм. 7.1.2. Складаємо розрахункову схему валу:

• 

Рис. 7.Розрахункова схема ведучого вала.

Вважаємо, що пасова передача розташована горизонтально.

7.1.3. Визначаємо реакції опор від дії сил у зачепленні та дії сили пасової передачі.

вертикальна площина, від сили F і F_в :

∑М_а (Fі)= F_в І + F а - R 2 а =0. R =( F_в І + F а ₎ /2 а =(674,5∙106+718,8∙64)/2∙64=917,9Н;

∑М_в(Fі)= F_в (І + 2 а )- F а + R_ау 2 а =0. R_ау= ( - F_в (І + 2 а )+ F а )/2 а =( -674,5(106+2∙64)+718,8 ·64 ) /2∙64 = -873,7 Н.

Перевірка:

∑ Fi =- F_в +R_ау+ F - R =-674,5+873,7+718,8-917,9=0

- горизонтальна площина, від сили F

R = R = F /2 =1975/2=987,5 Н.

7.1.4. Сумарні реакції опор:

Rа= =1318,5 H,

Rв= =1348,2 H. 7.1.5. Визначаємо еквівалентне навантаження на опори. Далі розрахунок ведемо по більш навантаженій опорі А за формулою:

R ⁼U∙R ∙К ∙К ,

К - коефіцієнт безпеки при постійному режимі роботи; за табл. 6.3.[2] приймаємо К =1,2;

К_т - температурний коефіцієнт; за табл. 6.4.[2] приймаємо К_т=1,0. Тоді:

R_е=1,0∙1318,5∙ 1,2∙1,0= 1582,2 Н

7.1.6.Необхідну динамічну вантажопідйомність підшипника визначаємо за формулою:

С_потр=R_e·

C =R

де: L - необхідний ресурс роботи, за табл. 6.3. [2] приймаємо L =15∙10³год; =3 - для шарикопідшипників.

Тоді:

C = 14186 Н.

Отже, C <С=28100Н, умова виконується. Кінцево приймаємо попередньо прийнятий підшипник 306.

.