D_L_Kurs_1 (538377), страница 34
Текст из файла (страница 34)
Отношение А,~/(!'А„~) =7538,8/(1 2283) =3,3>е=0,38 и для опоры 2: Х=0,4; У=1,56. Находим эквивалентные нагрузки при Кв=1,4 и Кг=! (см. табл. 6.3, 64): Ая,= 1' Х А„, КвКг=! 1.1536.1,4.1= = 2150 Н; Аез = (!' Х. Аг1+ УАаз) КвКт — — (1. О 4 2283+1,56 х х7538,8) 1,4 1=17743 Й. Расчетная долговечность более нагруженного подшипника опоры 2 при а 3=0,65 (см. с.
105) ( Де) 60а ' ( 17 743 ) 60 540 Это намного меньше требуемой долговечности 2.'ш,„—— =10 000 ч. Поэтому намеченный подшипник 7208 не подходит. Применение подшипника конического роликового средней серии 7308 (С„=бб 000 Н, е=0,28, У=2,!6) повышает расчетную долговечность до 624 ч, что также намного меньше требуемой. Примем для дальнейших расчетов подшипники роликовые конические однорядные с большим углом конуса 27308.
Подшипники с большим углом конуса очень чувствительны к изменению осевого зазора. Поэтому их рекомендуется устанавливать рядом, образуя из двух подшипников фиксирующую опору. Перейдем в соответствии с этим от схемы установки подшипников враспор к схеме с одной фиксирующей и одной плавающей опорами. В качестве фиксирующей выберем опору Б (рис. 13.6), отдавая предпочтение простоте обслуживания конических подшипников при эксплуатации.
Отметим, что с противоположной стороны на конце вала устанавливается шкив ременной передачи. Силы, нагружающие фиксирующую опору Б: А„=А„в= =2283 Н; А,=Г„=7055 Н. Плавающая опора А нагружена силой А„=А„„=!536 Н. Опора Б. Для фиксирующей опоры, состоящей из двух подшипников, принимаем подшипник 27308. Для этого подшипника по табл.
19.25: С„= 56 000 Н, е = 0,79. Для комплекта из двух подшипников С„=,!,714 С„=1,714 56 000=95 984 Н. Отношение А„1'(1'А„в) =70551(1 2283) =3,09, что больше е=0,79; Р=! при вращении внутреннего кольца относительно А„. Находим коэффициенты радиальной Х и осевой У нагрузок как для двухрядного подшипника: Х=0,67 (см.
с. 105); 1 е 1 10791 сс=агс18 ~ — ) =агс18 ~ — ') =27,8'; у'=0,67 с18п= ( 1,5) ( 1,5) = 0,67 . 018 27,8' = 1,272. Эквивалентная динамическая нагрузка при Кв = 1,4 и Кт — — 1 А,=(РХА„,+КА.)К,К,=(1 0,67 2283+1,272 7055) 1,4 1= =14 705 Н. Расчетная долговечность при а2,=0,65 (см. с. 105) ~е 1 Я / 60 е ' 1 14 705/ 60 540 Подшипник 27308 пригоден, так как расчетная долговечность больше требуемой Е'„,„= 10 000 ч. Основные размеры принятого подшипника: Ы= 40 мм, 27 = 90 мм, Т=25,25 мм.
Опора А. Для плавающей опоры червяка принимаем шариковый радиальный подшипник 208. По табл. 19.18 С„= 32 000 Н. Эквивалентная нагрузка при отсутствии осевой силы 245 Я = ~'Я„КвКт=1 1536 1,4 1=2150 Н. Расчетная долговечность при азз=0,75 (см. с, 105) 7 Г, ! !0~ ! 32 000 ! !0~ Лк 60 и ( 2!50 ) 60 540 Расчетная долговечность больше требуемой Е;6,„=10 000 ч, поэтому подшипник 208 пригоден. Основные размеры подшипника: 6!=40 мм, 23=80 мм, В=!8 мм. Подбор подшипников для вала червячного колеса. Частота вращения вала л= 30 об/мин; 6!= 60 мм; требуемая долговечность подшипников А'!~,„=10 000 ч.
Схема установки подшипников — враспор. На опоры вала действуют силы: Я„, = = 12167 Н; Я„в = 9805 Н; Е, з = 1411 Н. Предварительно принимаем подшипник роликовый конический легкой серии 7212. Из табл. 19.24 для этого подшипника выписываем; С„= 78 000 Н, е = 0,35, У= 1,71. Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 13.6) к виду, представленному на рис. 6.4,а. Получим: Я„,=Я„л — — 12167 Н, Я„з=Я„в= =9805 Н, Г.=Г.~=!411 Н. Определяем осевые составляющие: Я„ =0,83 е Я„, =0,83 .0,35 12167= 3534,5 Н; Я„= 0,83 е Я„, = 0,83 0,35 9805 = 2848 Н.
Так как Я„>Яка и Г,>0, то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: Я„= Я„= 3534,5 Н; Я.з=Я,!+Г,=3534,5+141! =4945,5 Н. Отношение Я,!!(Р.Я„,)=3534,5!(1 12167)=0,29, что меньше е= 0,35 и для опоры 1: Х=1,0 и У=О.
Отношение Я,з/(РЯ„з) = =4945,57(! 9805)=0,504, что больше е=0,35 и для опоры 2; Х=0,4 и 1'=1,71. Находим эквивалентные нагрузки при Кв=!,4 и Кт=1 (см. табл. 6.3, 6.4): Яя, = Р Х Я„, . Кв . Кт= 1 1 . 12!67 . 1,4 1 = 17 034 Н; Я„=(Р Х Я„,+ УЯ.,) К,К,= =(1. 0,4. 9805+1,7! 4945,5) 1,4 1 =17 330 Н. Расчетная долговечность более нагруженного подшипника опоры 2 при а„=0,65 (см, с, 105) ( Ас) 60 п ' ( !7330) 60.30 246 Намеченный подшипник 7212 пригоден, так как расчетная долговечность больше требуемой Е'1е,„—— 1О 000 ч. Основные размеры подшипника: И=60 мм, хз=!10 мм, Т=23,75 мм.
Выбор посадок колец подшипников. Внутренние кольца подшипников подвержены циркуля ционному нагружению, наружные — местному. Для фиксирующей опоры червяка Як/Сх=!4 705/95 984=0,15. По табл. 6.5 выбираем поле допуска вала глб. Для плавающей опоры червяка Я )С„= =2!50/32 000=0,07. После допуска вала- — )гб. Для подшйпника тихоходного вала Ае/С„=!7 330/78 000=0,22. Выбираем поле допуска вала лб. По табл. 6.6 поля допусков отверстий корпусных деталей под установку наружных колец подшипников — Н7. Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочность выполняем подобно тому, как это было сделано для цилиндрического редуктора (см.
~ 1 настоящей главы). Конструирование стакана и крышек подшипников. Примем для фиксирующей опоры червяка конструкцию стакана по рис. 7.1, а. Размеры конструктивных элементов стакана (мм); Посадку стакана в корпус примем 8105 Н7(кб. Крышки подшипников привертные. В фиксирующей опоре червяка конструкцию крышки примем по рис. 7.3, г, а в плавающей опоре предварительно по рис. 7.2,в. Крышки подшипников вала колеса примем по типу рис.
7.2, а, в. Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (мм): 247 Смазывание и уплотнения. Скорость скольжения в зацеплении г, = 2,25 м/с. Контактные напряжения од — — 213 Н/мм '. По табл. 8.2 выбираем масло И-Т-Д-220. Глубину погружения червяка, при нижнем его расположении, примем Ь„=0,5.41,=0,5 75,6=38 мм (см. рис. 8.3,а). Уплотнение на выходе червяка примем торцовое по рис.
8.18,а, на выходе вала колеса — щелевое с дренажным отверстием по рис. 8.22. Размеры уплотнения на червяке установим сами, по рекомендациям 8 4 гл. 8. Конструкцию корпуса червячного редуктора принимаем по рис. 11.15. Толщина стенки корпуса 8=1,8 4(Т=1,8 4'800=9,6 мм. Принимаем 8=9,5 мм. Толщины стенок боковых крышек 61=8,5 мм. Размеры конструктивных элементов крышек: С= 2 мм; .0 = 250 мм; Р,=300 мм; Р, =305 мм; Н=35 мм. Диаметр винтов крепления крьппек Ы= 1,25 хз'7800 = 11,6 мм.
Принимаем М12, число ВинтОВ г= 8. Размер Ь„= 90 мм. Диаметр с1„болтов для крепления редуктора к плите (раме) М!6, чйсло болтов — 4, диаметр 248 Рис. 13.7 отверстия для болта Ыс =! 9 мм (см. табл, 11.1). Места расположения болтов оформляем по рис. 11.7. Толщина лапы — 24 мм; высота ниши Ьо = 63 мм; глубина ниши— 38 мм; ширина опорной поверхности — 50 мм. На рис. 13.7 приведен в качестве примера чертеж червячного редуктора. ГЛАВА Ы ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИЙ УЗЛОВ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ При выполнении курсового проекта из всего многообразия вариантов конструктивных решений необходимо выбрать один, оптимальный.
Число возможных сочетаний типа подшипников, схемы их установки, способов регулирования, конструкций крышек подшипников, стаканов, зубчатых или червячных колес, червяков, уплотнений и корпусов велико. Многообразие возможных конструктивных решений создает при выполнении проекта определенные трудности. Для облегчения выбора решений в настоящей главе приведены варианты типовых конструкций узлов зубчатых и червячных передач, состоящих из валов с установленными на них деталями. Напомним, что сборка валов с сопряженными деталями выполняется, как правило, вне корпуса машины. Ниже отдельно рассмотрены конструкции входных, промежуточных и выходных валов редукторов разных типов и коробок передач. б 1.
Входные (БыстРОходные) ВАлы Редукторы цилиндрические с нрямозубыми и косозубыми зубчатыми колесами. На рис. 14.1, а г показаны конструкции входных валов цилиндрических редукторов, выполненных по развернутой схеме (см. табл. 1.3). В таких схемах шестерню располагают несимметрично относительно опор, смещая ее ближе к опоре, противоположной участку вала, выступающего из редуктора. Такое расположение шестерни приводит к более равномерному нагружению опор (так как на входном конце вала действует консольная нагрузка) и улучшает равномерность распределения нагрузки по длине зуба. Подшипник, находящийся вблизи шестерни, защищают маслоотражательными шайбами 1 от чрезмерного залива маслом, выдавливаемым вместе с продуктами износа из зубчатого зацепления.
Если шайбы изготовлены из тонкого листового материала, то устанавливают дополнительно дистанционное кольцо 2, ширина которого больше ширины канавки на валу перед заплечиком вала. Подшипники входных валов устанавливают по схеме враспор (рис. 3.6, б). 250 Рис. 14.1 Конструкции входных валов одноступенчатых цилиндрических редукторов выполняют так, как показано на рис. !4.1, а — г, но шестерню располагают симметрично относительно опор. На рис. 14.2,а,б показаны конструкции входных валов соосных цилиндрических редукторов. Шестерню располагают симметрично относительно опор вала.
Подшипники устанавливают «враспор». Одну из подшипниковых опор устанавливают на внешней боковой стенке редуктора, другую — на внутренней стенке рядом с опорой соосно расположенного выходного вала редуктора. Редукторы с шеврониыми зубчатыми колесами. Примеры конструкций входных валов одноступенчатых редукторов с шевронными зубчатыми колесами показаны на 251 Рис. 14.2 рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
