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= 35 мм, d _п2= 55 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	55	21	43,6	25

6.6.Вирішуємо питання щодо змащування підшипників.

При коловій швидкості зубчастих коліс ν= 0,7 м/с приймаємо пластичний змащувальний матеріал - солідол УС-1. 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)=44+8+(1... 5)=(53... 57)мм приймаємо: І_г=54мм.

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

І =d ∙2= 30 ∙2=60мм.

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 =60мм; -ведений вал а =71 мм;

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

І₁=72мм; І₂= 164мм.

7. Підбір підшипників валів редуктора.

7.1. Ведучий вал.

7.1.1. Із попередніх розрахунків маємо:

• підшипник 306.

• колова сила F =2612,7 Н;

• радіальна сила F = 950,9 Н;

• сила від дії пасової передачі F_в= 2167,12 Н; ( можна визначати за формулою: )

• обертальний момент на валу Т = 94,06 Н∙м;

• частота обертання вала n = 200 об/хв; n = 50 об/хв;

• із першого етапу ескізного компонування а =60 мм і І =72 мм;

• ділильний діаметр шестерні d =80мм. 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 =(2167,12∙72+950,9∙60)/2∙60=1775,72Н;

∑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 =( -2167,1(72+2∙60)+950,9 ·60 ) /2∙60 = = - 2991,9 Н.

Перевірка:

∑ Fi =- F_в +R_ау+ F - R =-2167,1+2991,9+950,9-1775,7=0

- горизонтальна площина, від сили F

R = R = F /2 =2612,7/2=1306,35 Н.

7.1.4. Сумарні реакції опор:

Rа= =3265 H,

Rв= =2204 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∙3265∙ 1,2∙1,0= 3918 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 = 24348 Н.

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

.