12. Конструирование вала – шестерни и подбор подшипников

Таблица 1

Данные роликоподшипника конического легкой широкой серии

Условное обозначение	d	D	T	b	c	e	y	Грузоподъемность, кН
								динамическая	статическая
7507	45	75	24,5	23	20	0,35	1,73	50,2	40,3

12.1 Обычно шестерню выполняют как одно целое с валом, это проще и дешевле, чем насадная шестерня. По техническому заданию на курсовой проект [8] на конце вала—шестерни сидит большой шкив клиноременной передачи. Его ширина, полученная из расчета клиноременной передачи, В = 105 мм. Так же получена сила давления ремней на шкив и вал F = 2,5 кН. Силой веса шкива пренебрегаем, полагая диаметр вала под подшипником d_n1=35 мм и ориентируясь на роликоподшипник конической легкой широкой серии, выписываем его данные из табл. П.5. в табл. 1.

12.2 Определяем расстояние от середины шкива до точки приложения реакции (рис.2.)

где Δ — зазор между плоскостью торца шкива и головкой болта, крепящего крышку подшипника, принимаем Δ= 10 мм; h — сумма высоты головки болта и толщины пружинной шайбы, принимаем болты М8, тогда h = 8 мм;

δ₁— толщина крышки подшипника, под болты М8 рекомендуют δ₁= 10 мм;

р — глубина захода крышки в гнездо подшипника, принимаем р = 10 мм;

α — расстояние между торцом подшипника и точкой приложения реакции,

определяется по зависимости

Таким образом,

12.3 Определяем изгибающий момент в точке приложения реакции:

12.4 Определяем крутящий момент на валу—шестерне:

где η — КПД редуктора, при 8—й степени точности зубчатых колес принимают η= 0,97.

12.5. По четвертой теории прочности определяем момент эквивалентный:

12.6 Проверяем напряжение изгиба :

, что меньше допускаемое для стали 40Х, улучшенной при знакопеременном симметричном изгибе σ_-1up=70 MПа.

12.7 Определяем диаметр вала на входе (под шкивом):

d_вх1=d_n1(6…8)=35-7=28 мм , что соответствует ГОСТ 6636-69*(см.табл.П.2.).

12.8 Определяем длину входного конца вала:

l_вх1=2d_вх1=2_*28=56 мм;

12.9 Диаметр буртика принимают в зависимости от размера фаски на внутреннем конце подшипника. У подшипника 7507 фаска 2х45˚, по этому d_δ1 = d_n1+8=35+8=43 мм;

12.10 Ширину канавки х на выход шлифовального круга и глубину Υ для валов d≤50 мм принимают х =3 мм, Υ=0,25 мм.

13. Проверка работоспособности подшипников быстроходного вала.

13.1 Для определения нагрузки на более нагруженный подшипник у шкива необходимо определить расстояние l₁ между точками приложения реакций. Для уменьшения реакций подшипники располагаем как можно дальше друг от друга. Ширину внутренней полоски редуктора согласно [ 12] принимаем b=b₂+2δ, где δ — толщина стенки основания корпуса редуктора, принимаем δ= 8 мм, тогда b=67+2_*8=83 мм. Длина гнезда под подшипники согласно [12] принята L = 45 мм, тогда ширина корпуса по гнездам под подшипники В_К=b + 2L = 83+2_*45=173 мм. Теперь определяем расстояние между точками приложения реакций:

l₁= B_K- 2а -2p=173-2_*18,5-2_*10=116 мм ≈116 мм.

13.2 Определяем силы, действующие в зацеплении зубчатых колес. Так как редуктор горизонтальный, окружная сила F_t= 3,973 кН будет действовать в вертикальной плоскости. Радиальная составляющая F_r будет действовать в горизонтальной плоскости, где действует сила давления ремней на шкив и вал F = 2,5 кН. Радиальная составляющая определяется по зависимости

F_r= F_t* tgα_ω=3,973_*0,36322=1,443 кН.

13.3 Определяем реакцию на подшипник у шкива (как более нагруженный) в горизонтальной плоскости из условия

Откуда

13.4 Реакция на тот же подшипник в вертикальной плоскости

13.5 Полная реакция на подшипник

0. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

где Х и У — коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок, зависящее от конструкции подшипника и соотношения между осевой F_α1 и

радиальной F_r1 нагрузкой, при F_α1 /(V* F_r1)≤е X=1 и Y=0; е- коэффициент, зависящий от угла контакта подшипника; Y — коэффициент вращения, учитывающий какое кольцо вращается, при вращении внутреннего кольца (в нашем случае) Y = 1, К_δ – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, для зубчатых редукторов принимают К_δ=1,3; К_Т — температурный коэффициент, при t≤100˚С К_Т=1. Для рассчитываемого подшипника F_α1=0, так как осевая составляющая от радиальной нагрузки более нагруженного подшипника будет больше осевой составляющей менее нагруженного подшипника.

Таким образом, кН.

13.7 Определяем срок службы подшипника:

Принимаем пoдшипник 7507. Второй подшипник нагружен слабее, но для уменьшения номенклатуры пoдшипника ставим одинаковые подшипники.