dunaev_lelikova (Детали машин Курсовое проектирование Дунаев Леликов 5-е издание дополненное (2004)), страница 7

В некоторых конструкциях применяют так называемые "плавающие" валы. Эти валы имеют возможность осевого смещения в обоих направлениях, их устанавливают на плавающих опорах. опора Рис. 3.6 51 На рис. 3.6, а-г показаны основные способы осевого фиксирования валов. В схемах а и в вал зафиксирован в одной (левой на рисунке) опоре: в схеме а — одним радиальным подшипником (например, шариковым, рис. 3.5, а, в); в схеме в — двумя однорядными радиальными шариковыми или радиально-упорными (рис. 3.5, г, д) подшипниками.

В плавающей опоре применяют радиальные подшипники (рис. 3.5, а, б, в). Схемы 3.6, а и 3.6, в применяют при любом расстоянии 1 между опорами вала. Схему 3.6, в характеризует большая жесткость фиксирующей опоры. Осевую фиксацию по схеме а широко применяют в коробках передач, редукторах и в других узлах для валов цилиндрических зубчатых передач, а также для приводных валов ленточных и цепных конвейеров.

Осевую фиксацию валов по схеме в применяют в цилиндрических, конических зубчатых и червячных передачах. При выборе фиксирующей и плавающей опор учитывают следующие рекомендации. Подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности равномерно. Поэтому если опоры нагружает кроме радиальной еще и осевая сила, то для более равномерного нагружения подшипников в качестве плавающей выбирают опору, нагруженную большей радиальной силой.

При температурных колебаниях плавающий подшипник перемещается в осевом направлении на величину удлинения (укорочения) вала. Так как это перемещение может происходить под нагрузкой, поверхность отверстия корпуса изнашивается. Поэтому при действии на опоры вала только радиальных сил в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору. Если выходной конец вала соединяют муфтой с валом другого узла, в качестве фиксирующей принимают опору вблизи выходного конца вала.

В схемах б и г рис. 3.6 вал зафиксирован в двух опорах, причем в каждой опоре в одном направлении. Эти схемы применяют с определенными ограничениями по расстоянию между опорами. И связано это с изменением зазоров в подшипниках вследствие нагрева деталей при работе. При нагреве самих подшипников зазоры в них уменьшаются; при нагреве вала его длина увеличивается. Из-за увеличения длины вала осевые зазоры в подшипниках схемы б, называемой схемой враспор, также уменьшаются. Чтобы не происходило зашемления вала в опорах, предусматривают при сборке осевой зазор "а".

Значение зазора должно быть несколько больше ожидаемой тепловой деформации подшипников и вала. Из опыта эксплуатации известно, что в узлах с радиальными шарикоподшипниками а = 0,2 ... 0,5 мм. Схема установки подшипников враслор конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах. При установке в опорах радиальных шарикоподшипников отношение!/с/= 8 ... 10. В опорах схемы б могут быть применены и радиально- упорные подшипники. Так как эти подшипники более чувствительны к изменению осевых зазоров, то соотношение между величинами / и Ы для них является более жестким и не должно превышать //с/ = б ...

8. Меньшие значения относят к роликовым, большие — к шариковым радиально-упорным подшипникам. При установке вала по схеме г — врастяжку — вероятность защемления подшипников вследствие температурных деформаций вала меньше, так как при увеличении длины вала осевой зазор в подшипниках увеличивается.

Расстояние между подшипниками может быть несколько больше, чем в схеме враслор: для подшипников шариковых радиальных 1/с/ = 10 ... 12; шариковых радиально-упорных //с/ < 10; конических роликовых //с/ ~ 8. Более длинные валы устанавливать по схеме г не рекомендуют, так как вследствие тепловых деформаций вала могут появиться большие осевые зазоры, недопустимые для радиально-упорных подшипников. 3.4. Примеры расчетов и разработки эскизных проектов После определения диаметров ступеней валов, расстояний между деталями передачи, после выбора типа подшипников и схемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора или коробки передач. Эскизный проект выполняют в масштабе 1: 1 на миллиметровой бумаге.

Для получения представления о конструкции, размерах деталей передач и их относительном расположении достаточно двух проекций. 53 Рис. 3.8 Рис. 3.7 Выбранные размеры цилиндрической зубчатой передачи следует проверить по двум условиям: по условию размещения подшипников и по соотношению диаметров шестерни с! и диаметра вала с(п для установки подшипника.

Условие 1. Для обеспечения плотного и герметичного стыка желательно устанавливать болт крепления крышки и корпуса редуктора между подшипниками, установленными на валах шестерни н колеса. Чтобы пропустить между подшипниками этот болт, между наружными кольцами подшипников должен быть зазор Л (рис. 3.7).

Тогда требуемое межосевое расстояние по условию размещения подшипников а = 0,5(Р, + Р,)+ Ь. (3.6) Для редукторов Л е 2з~Т, . При необходимости обеспечения малых размеров передачи болт для крепления крышки к корпусу размещают в другом месте, н зазор Л можно уменьшить до 3 ... 4 мм. Условие 2. Желательно, чтобы в конструкции вала-шестерни делительный диаметр 4 был равен или больше диаметра вала Ип для установки подшипника (рис. 3.8), т.е. (3.7) 4~ -~~в. При несоблюдении этого условия входной вал-шестерня оказывается недостаточно жестким (см.

также формулы 17.1 и 17.2). Участок вала диаметром с!и (см. рис. 3.1) и диаметром 4 (см. рис. 3.3) должен выступать за внешнюю плоскость крышки на 54 величину 1(рис. 3.9, а-а), которую можно принимать 1 = (0,6 ... 0,8)а, (3.8) где а — зазор, определяемый по формуле (3.5). Для вычерчивания эскизной компоновки можно принимать (рис. 3.1 н 3.3) (с обязательным последующим уточнением): — длину ступицы колеса— цилиндрического 1,„ > Ьн червячного 1„ > с1„, конического 1„м 1,2И„где И, — диаметр отверстия в ступице; — длину посадочного конца вала 1мь = 1мт =1,54 — длину промежуточного участка тихоходного вала 1кт = 1,2Нп, быстроходного вала цилиндрической передачи 1кг, = 1,оп, червячной передачи 1кь = 2Ып, быстроходного вала конической передачи 1кь = 0,оп.

Наружную резьбу кони- Рис. 3.9 ческих концов валов принимают: — диаметр резьбы г1 ОЖ1 О )1мя(1мт)1 — длину 1, резьбы в зависимости от диаметра ф (3.9) с1р, мм ) 2 ... 24 27 30 36 ... 42 48 ... 64 1,„мы 1,2Ир 1,)ар 1,0~1р О,Ыр 0,7Ыр Окончательные размеры 1 выявляют после расчета шпоночного (шлицевого) соединения или после подбора посадки с натягом. Окончательные РазмеРы )кя и!кт опРеделЯют пРи констРУмро ванин крышек подшипников, выбора типа уплотнения и при кон струировании корпусной детали.

Окончательные размеры )мя и !мт получают после выб эра муфты, размеров шкива, приводной звездочки, расче~а шпоночмого (шлицевого) соединения. 3.4.1. Расчет н эскизное проектирование цилиндрического зубчатого редуктора Условие примера. Рассчитать и сконструировать цилиндрический одноступенчатый редуктор к приводу цепного конвейера (рис. 3.10) по следующим данным. Окружная сила на двух тяговых звездочках Е, = 6000 Н; шаг и число Рис. 3.10 зубьев звездочек: Р„= 100 мм; г„= 7.

Окружная скорость звездочек ч = 1 м/с. Продолжительность работы (требуемый ресУРс) Хя = 8500 ч. Производство мелкосерийное. Зубчатая цилиндрическая передача косозубая. Решение. данный пример относится к случаю 1 задания исхвдных данных. Руководствуемся порядком расчета, изложенным в гл. 1- Выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя вычислим мощность на выходе (1.1) Р,.„=ЕчЛ 000= 6000 1/1000=6 кВт.

Потери энергии происходят: в опорах приводного вала, в цап ной передаче, установленной между редуктором и приводным ва лом, в зацеплении зубчатых колес с учетом потерь в подшипника» в соединительной муфте. По табл, 1.1 соответственно находим: ~1,„= 0,99; т1„„= 0,92 ... 0,95; т),„= 0,96 „, 0,98; 11„= 0,98.

Тогда т) „= 0,99(0,92 ... 0,95)(0,96 ... 0,98)0,98 = 0,86 ... 0,9 56 Требуемая мощность электродвигателя (1.2) Р, = Р„,„/1~.ы = 6/(0,86 „0,9) = 6,97 ... 6,67 кВт. Делительный диаметр тяговой звездочки В„= Р„/з1п(! 80'/з„,) = 100/яп(1 80'/7) = 230,5 мм. Частота вращения приводного вала (1.4) п.„„=б.!О'ч/(л23,.)=6 1О'.1/(3,14 230 5)=829 мин' Передаточные числа по табл. 1.2; цепной передачи и = 1, 5 ... 4; зубчатой передачи и = 2,5 ... 5.