2. Расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор , где -расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Согласно приведённой в техническом задании схеме находим приближённо

Тогда .

Округляем полученное значение до

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс

.

Расстояние между торцовыми поверхностями колёс редуктора

принимаем .

2. Выбор типов подшипников

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбираем по следующим рекомендациям:

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колёс редукторов применяем шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначаем подшипники лёгкой серии. Если при последующем расчёте грузоподъёмность подшипника окажется недостаточной, то принимаем подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колёс применяем подшипники конические роликовые.

Для опор приводного вала, имеющего значительную длину, назначаем сферические двухрядные подшипники, допускающие большой взаимный перекос колец.

3.4 Схемы установки подшипников

Схема установки подшипников «враспор» конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах.

4. Расчёт подшипников

4.1. Расчёт подшипников на быстроходном валу.

Рис. 2 Схема расчета опор быстроходного вала

l1=45 мм; l2=108 мм; l3=72 мм; r=20.3 мм

Силы, действующие в зацеплении:

F_r= 1153,0 H- радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени,

F_а= 576,0 H- осевая сила,

F_t= 3115,1 Н- окружная сила.

_{, где}

_{Fk- консольная сила от муфты на валу. [1, с 108]}

_{Δ= 0.3 мм [1, с 108]}

Определяем реакции опор от сил, действующих в зацеплении:

Из суммы проекций сил на ось y находим .

Из суммы проекций сил на ось z находим .

Определим суммарные реакции опор:

Учитывая реакции он консольной силы, найдем следующее:

Найдем суммарные реакции опор:

Для типового режима нагружения(III) коэффициент эквивалентности K_E=0,56

Получается, что опора 1 более нагружена, следовательно, дальнейший расчет ведем по ней.

Предварительно назначаем подшипник 207:

Сr=25500Н, C0r=13700Н, a=0 ,⁰ D=72 мм, d=35 мм

Определяем коэффициенты X, Y и е:

По таблице 7.1 1 [1, c.104]:

α=0 – тип радиальный

X=0.56; Y= 1.99; e= 0.22

Отношение F_a/(VF_r)= 130,2/(1∙1137)= 0.23, что больше e=0.22 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X=0.56, Y=1.99.

Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку:

Принимаем

K_Б=1.4( умеренные толчки, вибрационная нагрузка, кратковременная перегрузка до 150%.)-коэффициент динамичности нагрузки

К_Т=1 (t_раб<100⁰,[1, c.162 табл. 7.6])-температурный коэффициент

Находим,

Проводим расчет на заданный ресурс.

Ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 , с.117] коэффициент, зависящий от условий работы [с.117], n - частота вращения кольца, k=3, для шарикового подшипника.

_{Отсюда ресурс}

Так как расчётный ресурс больше требуемого, то предварительно назначенные подшипники 207 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.

Проверка на статическую грузоподъемность

Где - коэффициент радиальной статической нагрузки, - коэффициент осевой статической нагрузки [табл. 7.3 , с.106]

Для шариковых радиальных однорядных подшипников

Статическая прочность обеспечена.