3.3.2. Конструктивные размеры зубчатых колес

Размеры зубчатого колеса принимаются по рекомендациям [3, с.233], приведенным в табл.З и на рис.9. В качестве исходного размера при проектировании колеса используется диаметр тихоходного вала под зубчатое колесо d_К = 50 мм. Тогда

- диаметр ступицы d_ст =1,7∙d_к = 85мм;

- длина ступицы l_ст =1,5∙d_к = 75 мм;

- толщина обода _о =4 ∙ m = 8мм;

- толщина диска S_d = 0,25 ∙ b₂ = 14 мм;

- диаметр отверстий d_отв =0,12 ∙ d₂ = 28 мм;

- размер фаски n = 2 мм.

Рис.3. Цилиндрическое зубчатое колесо.

3.4 Составление расчетной схемы вала.

3.4.1 Общие положения

В процессе эксплуатации на валы передач действуют внешние силы, реакции опор, силы, обусловленные массой вала и деталей, насаженных на вал. Силы, обусловленные массой вала и деталей передачи, в расчётах, как правило, не учитываются, т.к. они значительно меньше внешних сил.

Рассчитываемый вал с расположенными на нем деталями и приложенными си­лами вычерчиваем отдельно. Необходимо правильно расположить силы в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков тихоходного вала получены после эскизной компоновки редуктора

3.4.2 Ведущий вал

От действия окружной силы F_t, возникают реакции в опорах , так как передача расположена симметрично относительно опор. Максимальное значение изгибающего момента в вертикальной плоскости , Н  мм, равно

.

Определим реакции в опорах .

где – сила давления на вал со стороны цепной передачи, Н.

Решая последнее уравнение относительно реакции , получим;

Решая последнее уравнение относительно реакции , получим

Знак минус означает, что реакция направлена в противоположную сторону от принятого направления, поэтому поменяем ее направление на рисунке 4 г. После определения реакций в опорах необходимо провести проверку по уравнению

;

- .

Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно.

Рис.4. Схема нагружения тихоходного вала

В точке А изгибающий момент равен

.

В точке В изгибающий момент равен

.

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 4, д).

Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов , Н  мм, (рисунок 4,е) по зависимости

.

В точке В суммарный изгибающий момент равен

.

На участке вала от точки В до конца выходного участка (рисунок 4,а) действует также и крутящий момент Т₃ =235000 Н  мм, эпюра которого показана на рисунке 4,ж.

M_Umax =

3.5. Выбор типа подшипников и их расчет.

Выбор типа подшипников

Для опор валов цилиндрических редукторов с прямозубыми передачами принимаются шарикоподшипники радиальные. Выбирая подшипники по нагрузочной способности, первоначально задаются легкой серией. Основным параметром, по которому выбирается номер подшипника, является диаметр посадочной поверхности вала.

Для валов проектируемого редуктора принимаем шарикоподшипники радиальные легкой серии [1, с.530]:

Ведущий вал - № 206,dDB = 306216

C= 19,5 кН, C₀= 10 кН.

Ведомый вал - № 209,dDB = 458519

C=33,2 кН, C₀ = 18,6 кН.

Расчет подшипников качения

3.5.1 Исходные данные принимаются по результатам выполнения предыдущих расчетов:

- частота вращения вала n₃ = 291 об/мин;

- осевое усилие F_a= 0;

- шариковые радиальные подшипники 209, класс точности 0;

- динамическая грузоподъемность С=33,2 кН;

3.5.2 Определяем суммарные реакции в опорах как геометрическую сумму соответствующих реакций в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях.

В опоре А суммарная реакция равна

В опоре В (рисунок 17,а) суммарная реакция , Н, равна

.

Проверка подшипников ведется по наиболее нагруженной опоре, поэтому расчет выполняется по реакции R_в.