dunaev_lelikova (819766), страница 40
Текст из файла (страница 40)
Плавающая опора А нагружена силой Я„= Я„,~ = = 1581 Н. Опора Б. Для фиксирующей опоры, состоящей из двух подшипников, принимаем подшипник 1027308А. Для этого подшипника по табл. 19.25: С, = 69300 Н; е = 0,83. Для комплекта из двух подшипников С„„„= 1,714 С„= 1,714 69300 = 118780 Н. Отношение Я, /(Щь) = 7055/(1 2320) = 3,04, что больше е = = 0,83. Коэффициент К = 1 — вращение внутреннего кольца относительно вектора Яаь Вычислим коэффициенты радиальной Х и осевой У нагрузок как для двухрядного конического роликового подшипника: Х = = 0,67 (см.
с. 139); 3!8 а = агс!8 (е / 1,5) = его!8 (0,83 / 1,5) = 28,96, !' = 0,67 с!8 х = 0,67 с!8 28,96' = 1,21. Эквивалентная динамическая нагрузка при Кь = 1,4 и Кт = 1 Вь= (!'Хйь + УВ) Кь Кт = (! 0,67 2320+ 1,2! 7055)1,4 1 = = 14127 Н. Расчетный ресурс при ап = 0,6 и р = 3,33 Подшипник 1027308А пригоден, так как расчетный ресурс больше требуемого С'1ьм = 20 000 ч.
Основные размеры принятого подшипника: г/= 40 мм, /3 = 90 мм, Т= 25,5 мм. Опора А. Для плавающей опоры червяка принимаем шариковый радиальный подшипник 208. По табл. 19.18 С„= 32000 Н. Эквивалентная нагрузка при отсутствии осевой силы Яь = !гЯ.КьКт = 1 1581 1,4 1 = 2213 Н.
Расчетный ресурс при ам = 0,7 и р = 3 (шариковый подшипник) '1, Яь 60п 2213 60 526,1 Подшипник 208 пригоден, так как расчетный ресурс больше требуемого Е'1ь,ь = 20 000 ч. Основные размеры принятого подшипника: Ы= 40 мм„ /3 = 80 мм, В = 18 мм. Подбор подшипников для вала червячнвго колеси Частота вращения выходного вала с учетом фактического значения передаточного числа ременной и червячной передач и = 526,1 / 18 = 29,23 мин ', б = 60 мм; требуемый ресурс /.'~ь,>, = 20 000 ч. Схема установки подшипников — враспор. Радиальные реакции опор: В„д = = 12328 Н; Я„ь = 10084 Н.
Вал нагружен осевой силой Вм = 1529 Н. Возможны кратковременные перегрузки до !50 'А номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников — обычные. Ожидаемая температура работы / ь = 77 ... 98 'С. Предварительно назначены подшипники роликовые конические легкой серии 7212А. Из табл. 19.24 для этого подшипника выписываем: С„= 91300 Н; е = 0,4; 1'= 1,5. Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 13.6) к 319 виду, представленному на рис.
6.4, а. Получим: Ян = Я,д = 12328 Н; Яа = /1ж = 1 0084 Н; Ра = г а = 1529 Н. Определяем осевые составляющие: Я„ = 0,83 е Ян = О, 83 О, 4 12328 = 4093 Н; Яа = 0,83 е Яа = 0,83 0,4 10084 = 3348 Н. Так как Яи > Яа и Г, > О, то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: Я„1 = Яи = 4093 Н; Я,а = Я„~ + Р, = 4093 + 1529 = 5622 Н.
Отношение Я,~ /(РЯ„,) = 4093/(1 12328) = 0,33, что меньше е = 0,4 н для опоры /: Х= 1, У = О. Отношение Я,~ /(И~а) = 5622/(1 10084) = 0,557, что больше е = = 0,4 и для опоры 2: Х= 0,4 и У= 1,5. Эквивалентные динамические нагрузки при Кь = 1,4 (см. табл. 6.4 п. 3) и Кт = 1 (гмв ( 100 'С, табл. 6.5): Яы= РХЯнКвКт=1 1 12328 1,4.1=17259Н; Яш = ( !'ХЯа + УЯ,т) Кь Кт = = (1 0,4 10084 + 1,5 5622) 1,4 1 = 17453 Н . Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 2 при ац = 0,6 (обычные условия применения, см. с. 142) и р = 1О/3 = = 3,33 (роликовый подшипник) (С,1 10 (913001' 10 = 84550 ч.
! Яв/' 60п (,17453/ 60 29,23 Намеченный подшипник 7212А пригоден, так как расчетный ресурс больше требуемого 7.'щ,ь = 20 000 ч. Основные размеры подшипника: Ы= 60 мм, !3 = 11О мм, Т= 24 мм. Выбор посадок колеи подигипников. Внутренние кольца подшипников подвержены циркуляционному нагружению, наружные— местному. Для фиксирующей опоры червяка Яе /С„, =14127Л 18780 = = 0,12.
По табл. 6.6 выбираем поле допуска вала тб. Для плавающей опоры червяка Яв/С„= 2213/32000 = 0,07. Поле допуска вала — М. Для подшипника выходного вала Яе /С„= 17453/9! 300 = О,! 9! . Выбираем поле допуска вала пб. По табл. 6.7 поля допусков отверстий корпусных деталей под установку наружных колец подшипников — Н7. Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочность выполняем подобно тому, как это бьсло показано для г/илиндрического редуктора (см. разд. 13.1 настоящей главы). 320 Конструирование стакана и крьииек подшипников.
Примем яя фиксирующей опоры червяка конструкцию стакана по рис. 7.1, а. размеры конструктивных элементов стакана (мм): Посадку стакана в корпус примем Я105 Н7 Иб, Крышки подшипников привертные. В фиксирующей опоре червяка конструкцию крышки примем по рис. 7.2, 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) для фиксирующей опоры червяка (1), плавающей опоры червяка (2), опор вала колеса (3): Смазывание и уплотнения. Скорость скольжения в зацеплении т, = 2,1 мlс. Контактные напряжения он = 221 Нlмм'. По табл. 8.1 и 8.2 выбираем масло И-Т-С-320.
Глубину погружения червяка, при нижнем его расположении, примем и„= 0,4 оы = 0,4 91,35 = 37 мм (см. с. 182, рис. 8.3, а). Уплотнение на выходе червяка примем торцовое по рис. 8.18; на выходе вала колеса — щелевое с дренажным отверстием по рис. 8.22.
Размеры уплотнения на червяке установим сами по рекомендациям раэд. 8.4. Конструкцию корпуса червячного редуктора принимаем по рис. 11.16. Толщина стенки корпуса б =134Л 134/800 =6,9 мм. Принимаем Ь = 7 мм. Толщины стенок боковых крышек б| = = 6 мм. Размеры конструктивных элементов крышек: С = 5 мм; Р = = 250 мм; Р„= 300 мм; Ре = 305 мм; Н= 35 мм.
321 Диаметр винтов крепления крышек 1=1,25~ГТ=!,251/800 =11,6 мм. Принимаем М12, число винтов я = 8. Диаметр винта крепления корпуса к раме (плите) Ые = 1,251 = = 1,25 12 = 15 мм. Принимаем М16, число винтов я = 4. Диаметр отверстия для винта Ио = 19 мм (см. табл. 11.1).
Места крепления редуктора к раме (плите) оформляем по рис. 11.8. Толшина лапы — 24 мм; Ьо = 63 мм; глубина ниши — 38 мм; ширина опорной поверхности— — 50мм. На рис. 13.7 приведен в качестве примера чертеж червячного редуктора. Рис. 13.7 322 Глава 14 ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИЙ УЗЛОВ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ Выше приведены рекомендации по выполнению отдельных этапов курсового проекта, а также краткая характеристика вариантов конструктивных решений. При выполнении курсового проекта из всего многообразия вариантов необходимо выбрать один, оптимальный.
Число возможных сочетаний типов подшипников, схем их установки, способов регулирования, конструкций стаканов, крышек подшипников, а также зубчатых или червячных колес, червяков, смазочных и уплотнительных устройств, велико. Многообразие возможных конструктивных решений создает при выполнении проекта определенные трудности. Для облегчения выбора решений в настоящей главе приведены варианты типовых конструкций опорных узлов зубчатых и червячных передач, состоящих из валов с установленными на них деталями.
Напомним, что сборку валов с сопряженными деталями выполняют, как правило, вне корпуса изделия. На специализированных заводах-изготовителях редукторов направление линии зуба косозубых цилиндрических колес с целью уменьшения их номенклатуры задают правым, а сопряженных шестерен -левым. Ниже отдельно рассмотрены конструкции входных, промежуточных и выходных валов редукторов разных типов, а также коробок передач. 14.1. Входные (быстроходные) валы Редукторы цилиндрические с прямозубыми и косозубыми зубчатыми колесами. На рис.
14.1 показаны конструкции входных валов цилиндрических двухступенчатых редукторов, выполненных по развернутой схеме (см. табл. 1.3). В таких редукторах шестерню располагают несимметрично относительно опор, смещая ее ближе к опоре, противоположной участку вала, выступающего из редуктора. Так как на входной конец вала действует консольная сила, то такое расположение шестерни приводит к более равномерному нагружению опор и меньшей неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. 324 Рис. 14.1 Подшипник, находящийся вблизи шестерни, защищают маслоотражательными шайбами 1 от чрезмерного залива маслом, выдавливаемым вместе с продуктами износа из зубчатого зацепле"ия Если шайбы изготовлены из тонкого листового материала, то 325 устанавливают дополнительно дистанционное кольцо 2, ширина которого больше ширины канавки на валу перед заплечиком вала. Подшипники входных валов цилиндрических редукторов с прямозубыми и косозубыми зубчатыми колесами чаще всего устанавливают по схеме вриспор.
Необходимый осевой зазор обеспечивают с помощью тонких металлических прокладок 3, устанавливаемых между корпусом и привертными крышками (рис. 14.1, а, в) или с помощью компенсаторного кольца 4, которое устанавливают между торцами закладной крышки и наружного кольца шарикового радиального подшипника (рис. 14.1, б). Для удобства сборки компенсаторное кольцо устанавливают со стороны глухой крышки. При установке роликовых конических подшипников и применении закладных крышек необходимую точность регулирования можно достичь с помощью винта 5 (рис. 14.1, г).
Конические роликоподшипники применяют в конструкциях входных валов цилиндрических редукторов чаще всего для повышения жесткости и уменьшения габаритов опор. Регулирование с помощью резьбовых деталей проще, так как не нужно снимать крышку для замены прокладок. Однако конструкция узла усложнена. В качестве уплотнительных устройств можно применять (см, рис.
14,1); а и в — манжегное уплотнение, б — комбинированное (щелевое в сочетании с упругой стальной шайбой), г — торцовое уплотнение. Конструкции входных валов одноступенчатых цилиндрических редукторов выполняют так, как показано на рис. 14.1, но шестерню располагают симметрично относительно опор. На рис. 14.2 показаны конструкции входных валов соосных цилиндрических двухступенчатых редукторов. Шестерню располагают симметрично относительно опор вала. Подшипники устанавливают враспор. Необходимый осевой зазор обеспечивают при сборке установкой набора тонких металлических прокладок 1 под фланец привертной крышки (рис. 14.2, а) или установкой компенсаторного кольца 2 при применении закладной крышки (рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
