9.2 Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eR_C = 0,830,372925 = 898 H,

S_D = 0,83eR_D = 0,830,37459 =141 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aC = S_C= 898 H,

F_aD = S_C + F_a = 898 + 229 =1127 H.

Проверяем подшипник C.

Отношение F_a/F_r = 898/2925= 0,31< e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Р = (1,01,02925 +0)1,31,0 = 3803 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение F_a/F_r =1127/459 = 2,5> e, следовательно Х=0,4; Y= 1,62

Р = (0,41,0459 +1,62·1127)1,31,0 = 2612 Н

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику С

Требуемая грузоподъемность подшипника:

С_тр = Р(573L/10⁶)^1/3= 3803(57347,528500/10⁶)^1/3,333 = 28,0 кH < C = 48,4 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(48,410³ /3803)^3,333/60454 =176531 часов, > [L]

больше ресурса работы привода, равного 28500 часов.

Условие С_тр < C и L_h > L выполняется , значит намеченный подшипник №7307 подходит.

10 . Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес (рис.10.1)

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·45 = 70 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1,2÷1,5)d₃ = (1,2÷1,5)45 = 54÷68 мм,

принимаем l_ст = 40 мм

Толщина обода:

S = 2,5m_te + 2 = 2,51,5 + 2 = 6 мм

принимаем S = 6 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·24 = 6 мм

Рис. 10.1 Конструктивные элементы колеса

10.2 Конструирование валов (рис.10.2)

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Размеры шестерни: d_а1 = 54,22 мм, b₁ = 22 мм, δ=17,61º

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙1,50= 0,75 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

Рис. 10.2 Основные конструктивные размеры вала-шестерни конической

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Шпоночные соединения предназначены для соединения с валами зубчатых колес, шкивов, маховиков, муфт и других деталей и служат для передачи крутящих моментов.

Наиболее часто применяются соединения с призматическими шпонками.

Размеры, допуски, посадки и предельные отклонения соединений с призматическими шпонками установлены ГОСТ 23360-78.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 (рис.10.3), так у нас мелкосерийное производство. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для конического колеса Н7/р6, для подшипников при местном нагружении Н7.

Рис. 10.3 Шпонка призматическая со скругленными торцами

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

Для широкого диапазона габаритных размеров, нагрузок и скоростей механизмов транспортных машин можно выделить следующий комплекс общих требований, которым должен удовлетворять любой подшипниковый узел для обеспечения надежной работы установленных в нем опор качения.

1. Конструктивное и технологическое обеспечение соосности посадочных мест подшипников каждого из валов, достигаемое, как правило, расточкой, а если возможно, шлифовкой на проход двух или нескольких гнезд под подшипники для каждого вала.

2. Возможное снижение числа стыков в элементах узла, например, использование стаканов и переходных втулок, в которых вмонтированы подшипники, лишь в тех случаях, когда конструктивное решение без них было бы невозможным. Таким образом улучшаются соосность и отвод тепла от подшипника.

3. Обеспечение удобства монтажа-демонтажа подшипников и узла в целом.

4. Выбор посадок внутренних колец на вал и наружных колец в корпус с обеспечением жесткой связи за счет посадочного натяга для того кольца, которое вращается вместе с валом или корпусом. При этом посадки с большими натягами допустимы лишь при очень больших и особенно при ударных нагрузках.

5. В узлах с радиально-упорными подшипниками (несдвоенного типа и немногоконтактными) обычно фиксируются односторонне оба подшипника, причем предпочтителен заранее рассчитанный натяг, осуществляемый пружинами или жесткими крышками с прокладками. При отсутствии особых требований к точности и жесткости узла допустима регулировка осевой игры парного комплекта подшипников в узких пределах.

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазеудерживающие кольца (рис. 10.5) шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений (рис.10.4) по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо (рис.10.4.1), а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и крышкой подшипника. Подшипниковый узел быстроходного вала собирается в отдельном стакане.

Рис. 10.4 Манжеты Рис. 10.5 Мазеудерживающие кольца

а) с круговыми канавками

б) с винтовой канавкой

10.5 Конструирование корпуса редуктора (рис.10.6)

Толщина стенки корпуса и крышки корпуса:

 = 1,12Т₂^0,25 = 1,1275,5^0,25 = 3,3 мм,

принимаем  = 8 мм

Толщина нижнего пояса:

р = 2,35 = 2,358 = 20 мм.

Фундаментные болты

При межосевом расстоянии 160 мм диаметр фундаментных болтов М16, диаметр болтов у подшипников М12 [1c. 219].

Рис. 10.6 Корпус конического одноступенчатого

горизонтального редуктора

10.6 Конструирование элементов открытых передач (рис.10.7)

Ведущая звездочка /1c.248/

Диаметры выступов D_e1 = 184 мм,

Ширина зуба: b = 14,62 мм

Толщина диска: С = 17,8 мм

Диаметр ступицы внутренний d = 30 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,55d = 1,55∙30 = 46,5 мм

принимаем d_ст = 50 мм

Длина ступицы l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)30 = 24…45 мм

принимаем l_ст = 45 мм.

Ведомая звездочка.

Диаметры выступов D_e2 = 750 мм.

Ширина зуба: b = 14,62 мм

Толщина диска: С = 17,8 мм

Диаметр ступицы внутренний

d = (16·302,8·10³/π20)^1/3 = 42 мм

принимаем d₁ = 45 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,55d = 1,55∙45 = 69,8 мм

принимаем d_ст = 70 мм

Длина ступицы l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)45 = 36…68 мм

принимаем l_ст = 50 мм.

Рис. 10.7 Звездочки роликовых цепей. Конструктивные размеры