D_L_Kurs_1 (Учебное пособие (П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) по Деталям машин по курсовой работе), страница 5

Значения !„„„, !„.„, г и Т 1мм) даны в табл. 3.1 в зависимости от диаметра ц! (мм) посадочной поверхности. Координата фаски г дана приближенно. Точное значение координаты см. в табл. 19.18...19.26. На рис. 3.3 дан пример вычерчивания схемы конических колес и вала-шестерни. Вершины делительных конусов и конусов впадин колеса и шестерни сходятся в полюсе О пересечения осей колес.

Для того чтобы обеспечить постоянный радиальный зазор между зубьями колеса и шестерни на всей ширине, образующие внешнего конуса шестерни должны быть параллельны образующим конуса впадин колеса, а образующие внешнего конуса колеса — параллельны образующим конуса впадин шестерни. Размеры отдельных участков вала конической шестерни определяют по формулам (рис. 3.3,а): к1=8з(Ти; Ы,=Ы+2г„.а; ц!з=Ы,+(2...4); (34) г1пз г1г', ц!ип= Аз+3г. Расстояние а,-2,5а! или аз-0,6/.

Принимают ббльшее из них. При больших передаточных числах (и>3,15) коническая шестерня получается малых размеров. В этих случаях не удается создать упорный буртик с размерами 0,5т„и 0,4гп„ (рис. 3.3,а) и его конструируют по рис. 3.3,6. Таблица ЗЛ 33 2 Заказ 3385 Рис. 3.4 Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а (мм). Его определяют по формуле а= 3 ~К+3 мм, (3.5) где А — расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм (рис. 3.4). В коническом редукторе зазор п — зто расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса.

После вычисления значение а округляют в ббльшую сторону до целого числа. Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме, С=(0,3...0,5)а. В двухступенчатых соосных редукторах между торцовыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника. Расстоя- 35 ние 1, = За+ В, + В .

В этом соотношении В, и  — - ширина подшипников опор быстроходного и тихоходного валов (см. табл. 19.18). я 2. ВЫБОР ТИПА ПОДШИПНИКА В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям. Для опор валов цилиндрических колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники 1рис. 3.5, а). Первоначально принимают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой серии окажется недостаточной, принимают подшипник средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес можно использовать также подшипники конические роликовые (рис.

3.5,в). Конические и червячные колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой осевой жесткостью. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники. Выбирают первоначально легкую серию. Для опор вала конической шестерни также используют конические роликовые подшипники. При очень высокой частоте вращения вала-шестерни (п>1500 об/мин) применяют подшипники шариковые радиально-упорные 1рис. 3.5,г).

Первоначально также принимают подшипники легкой серии. Опоры червяка в силовых червячных передачах нагружены значительными осевыми силами. Поэтому в качестве опор вала червяка применяют в основном конические роликовые подшипники. При длительной непрерывной работе червячной передачи с целью снижения тепловыделений в качестве опор вала червяка применяют шариковые радиально-упорные подшипники. Первоначально принимают подшипники средней серии. Для опор плавающих валов шевронных передач применяют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами (рис.

3.5,б), также первоначально легкой серии. 1)) г) Рис. 3.5 36 Подшипники качения выпускают следующих классов точности (в порядке ее повышения): О, б, 5, 4 и 2. Обычно применяют подшипники класса точности О. Подшипники более высоких классов точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких скоростях вращения. С повышением класса точности подшипника стоимость его заметно возрастает. Е 3.

СХЕМЫ УСТАНОВКИ ПОДШИПНИКОВ В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы от осевых смещений. По способности фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах ограничивается осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях.

В плавающих опорах осевое перемещение вала в любом направлении не ограничивается. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую нагрузки, а плавающая опора — только радиальную. В некоторых конструкциях применяют так называемые «плавающие» валы. Этн валы имеют возможность осевого смещения в обоих направлениях и устанавливаются на плавающих опорах. На рис.

3.6,а — г показаны основные способы осевого фиксирования валов. В схемах а и в осевое фиксирование вала осуществляется в одной опоре: в схеме а --- одним радиальным подшипником, в схеме в двумя одинарными радиальными или радиально-упорными (например, по рнс. 3.5,в, г) подшипниками. В плавающей опоре применяют радиальные подшипники по рис.

3.5, а, б. Схемы З.б, а, в применяют при любом расстоянии между опорами вала. При этом схема и характеризуется большей жесткостью фиксирующей опоры. пппрп Рис. 3.6 37 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 транспортеров, цепных конвейеров. Подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности равномерно.

Поэтому если опоры нагружены кроме радиальной еще и осевой силой, то для более равномерного нагружения подшипников в качестве плавающей выбирают опору, нагруженную ббльшей радиальной нагрузкой. 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 нагрузок в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору. Осевую фиксацию валов по схеме в применяют в цилиндрических, конических зубчатых и червячных передачах.

Выбор фиксирующей и плавающей опор производят по тем же соображениям, что и в схеме а. В схемах б и г осевое фиксирование вала осуществляется 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 при работе.

При нагреве зазоры в подшипниках уменьшаются, а длина вала увеличивается. Чтобы не происходило защемления вала в опорах в схеме «враспор», предусматривают осевой зазор а. Величина зазора должна быть несколько больше ожидаемой тепловой деформации вала. Схема установки подшипников «враспор» (б) конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах. Из опыта эксплуатации известно, что в узлах с радиальными шарикоподшипниками а=0,2...0,5 мм. Соотношение между величинами 1 и Ы для этих подшипников 1/с1=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 1 и д для них 111= б...8. Меньшие значения относятся к роликовым, большие к шариковым радиально-упорным подшипникам. При установке вала по схеме г вероятность защемления подшипников вследствие температурных деформаций вала меньше, так как при увеличении длины вала осевой зазор в подшипниках, установленных по этой схеме, увеличивается.

Схему г называют также осевой фиксацией «врастяжку». зз При установке опор вала «врастяжку» расстояние между подшипниками может быть несколько больше, чем в схеме «враспор». Для подшипников шариковых радиальных !/с1= = 10...

12; шариковых радиально-упорных 1(с1< 1О; конических роликовых 1/с1<8. Более длинные валы устанавливать по схеме г не рекомендуется, так как вследствие температурных деформаций вала могут появиться большие осевые зазоры, недопустимые для радиально-упорных подшипников. а 4. пРимеРы эскизных кОмпОнОВОк После определения расстояний между деталями передачи, диаметров ступеней валов, после выбора типа подшипников и схемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора или коробки передач. Выбранные размеры цилиндрической зубчатой передачи следует проверить по двум условиям: по условию размещения подшипников и по соотношению диаметров шестерни с1, и диаметра вала ~1п для установки подшипника. Условие 1.

Чтобы пропустить между подшипниками болт для крепления крышки к корпусу редуктора, между наружными кольцами подшипников должен быть зазор Л (рис. 3.7). 'Тогда требуемое межосевое расстояние по условию размещения подшипников а,„= 0,5 (23в+ 23т)+ Л. Для редукторов Л>23/Т .

При высоких требованиях к размерам передачи болт для крепления крышки к корпусу размещают в другом мес~е и зазор Л можно уменьшить до 3...4 мм. Условие 2. Желательно, чтобы в конструкции быстроходного вала-шестерни делительный диаметр Ы, был равен или больше диаметра вала для установки подшипника 1рис. 3.8), т. е. Рис. 3.7 Рис. 3.8 39 а', > с1п. 13.7) При несоблюдении этого условия быстроходный валшестерня оказывается недостаточно жестким. Участок вала диаметром с1п (см.

рис. 3.!) и диаметром а', 1см. рис. 3.3) должен высту й ать за внешнюю плоскость крышки на величину 1 !рис. 3.9,а — в), которую можно принимать 1=(0,6...0,8)а, 13.8) с1„= 0,9 [а — 0,1 1„в (1„т)3; (3.9) длину резьбы 1„1мм) в зависимости от диаметра с! 1мм): 40 где а — зазор, определяемый по формуле 13.5). Для вычерчивания эскизд) ной компоновки можно принимать 1с последующим уточнением): длину ступицы †цилиндрического колеса 1ст > Ь,, червячного колеса 1 > с1„, конического колеса 1ст = -1,2 с!к, где с1к — диаметр отверстия колеса; Рис. 3.9 длину посадочного кон- ца вала 1ив=1„т=1,5с1; длину промежуточного участка тихоходного вала 1 = ! 2в)п, быстроходного вала цилиндрической передачи 1кв = 1,4ап, червячной передачи 1кв = 2 Ос1п быстроходного вала конической передачи 1 =0,8с1п. Окончательные размеры 1 выявляются после расчета шпоночного, шлнцевого соединения илн после подбора посадки с натягом.

Окончательные размеры 1 и 1 определяют при конструировании крышек подшипников, выбора типа уплотнения и при конструировании корпусной детали. Окончательные размеры 1н и 1„получают после выбора муфты, размеров шкива, приводной звездочки, расчета шпоночного 1шлицевого) соединения. Наружную резьбу конических концов валов принимают: диаметр резьбы 4 .................. 12...24 27 30 36...42 48...64 ! 24 1,14 104 084 074 Эскизную компоновку выполняют в масштабе 1:1 на чертежной бумаге. Однако удобнее это делать на миллиметровой бумаге.

Пример 1. Рассчитать и сконструировать цилиндрический одноступенчатый редуктор к приводу пластинчатого конвейера по следующим данным (рис. 3.10): окружная сила на двух тяговых звездочках Г,=б кН; шаг и число зубьев звездочек: Р„=100 мм; 2„=7. Окружная скорость звездочек Р'=1,0 м/с. Время работы 1,„=7500 ч. Производство мелкосерийное. Передача косозубая. Данный пример относится к первому случаю исходных данных.

Сначала займемся подбором электродвигателя. Мощность на выходе (1.1) Р,„„=Г, !'= 6000 11! 000 = 6,0 кВт. Подбери энергии происходят; в опорах приводного вала, в цепной передаче, в зацеплении зубчатых колес с учетом потерь в подшипниках, в соединительной муфте. По табл. 1.1 соответственно находим: 71,„=0,99; 11„=0,92...0„95; 71,„=0,96...0,98; т1„=0,98; 71„=0,99 (0,92...0,95) (0,96...0,98) 0,98 = 0,86 ... 0,9.