Для опоры применяем  шариковые радиальные подшипники.

3.2.2. Выбор  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.

    Подшипники  качения выпускают следующих  классов точности (в порядке ее повышения): 0, 6, 5, 4 и 2. Обычно применяют  подшипники класса точности 0. 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.

    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. Эти валы имеют возможность осевого  смешения в обоих направлениях и  устанавливаются на плавающих опорах.

   Осевую  фиксацию 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 большей 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 применяют в цилиндрических передачах.

Принимаем фиксирующие  опоры.

3.3. Составление компоновочной схемы.

После определения  расстояний между деталями передачи, диаметров ступеней валов, после выбора типа подшипников и схемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора или коробки передач.

4. Конструирование  шестерни и колеса

Компоновочная схема редуктора приведена на чертеже. Производство среднесерийное. Примем центр цилиндрического колеса из серого чугуна СЧ30, венец наплавленный. Размеры конструктивных элементов редуктора приведены выше. Уточнение этих размеров может произойти в процессе конструирования опор, крышек подшипников, уплотнений, корпуса.

Основные  геометрические размеры зубчатого колеса определены из расчета.

    Форма зубчатого колеса может быть плоской  или с выступающей ступицей. Значительно  реже (в одноступенчатых редукторах) колеса делают со ступицей, выступающей  в обе стороны.

    Торцы ступицы определяют положение колеса на валу. При небольших диаметрах колес их изготовляют из прутка, а при больших — заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной механической обработки, на дисках колес выполняют выточки. Длину посадочного отверстия колеса желательно принимать равной ширине зубчатого венца. Длину ступицы согласуют также с расчетом соединения (шпоночного, шлицевого или соединения с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал, и с диаметром посадочного отверстия d:

    На  торцах зубчатого венца выполняют  фаски.. На прямозубых зубчатых колесах  фаску выполняют под углом 45°, на косозубых колесах при твердости  рабочих поверхностей <350 НВ под  углом 45°.

    Острые  кромки на торцах ступицы, углах обода притупляют фасками.

    При объеме годового выпуска более 100 шт. применяют двусторонние штампы.

Для снижения массы  колес, что особенно важно, например, в самолетостроении, колеса делают с более тонким диском, радиусы закруглений принимают минимальными, в дисках выполняют 4...6 отверстий. Однако шумовые характеристики передачи при этом существенно выше. Для быстроходных колес после механической обработки проводят балансировку. Если произвести механическую обработку кругом, то специальную балансировку можно не делать. 

5. Расчёт шпоночных  соединений.

Для передачи вращающего момента  с вала на звездочку применим шпоночное соединение. Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l=104 мм.

 мм

Шпонка призматическая (табл. 12.5): b=12 мм, h =8 мм, t₁ =5,0 мм. Длина шпонки l=50 мм, рабочая длина l_p = l - b =50 – 12 = 38мм. Расчетные напряжения смятия:

что больше [s]_см=140 Н/мм² для чугунной ступицы шкива. Рекомендуется увеличить ширину ступицы и длину шпонки.

    Рассчитаем  шпоночное соединение для передачи вращающего момента  с полумуфты на входной вал редуктора мм.

Шпонка призматическая (табл. 12.5): b=6 мм, h =6 мм, t₁ =3,0 мм. Длина шпонки l=50 мм, рабочая длина l_p = l - b =50 – 6 = 44мм. Расчетные напряжения смятия:

что в принципе допустимо при установке стальной полумуфты [s]_см=90 Н/мм², но рекомендуется увеличить ступицу и шпонку.

6. Расчет подшипников  качения.

6.1. Определение реакций опор.

 

Расчетные схемы  для определения реакций опор валов редуктора приведены на рисунке, Силы здесь изображены как  сосредоточенные, приложенные в  серединах ступиц. Линейные размеры (мм) в предположении установки валов на шариковых радиальных однорядных подшипниках средней серии (310 и 311 соответственно) берут по компоновочной схеме.

Силы в зацеплении были определены выше:

; ;

Сила  действует со стороны цепной передачи, определена из расчета передачи.

Сила, действующая  на выходной конец вала шестерни,

. Направление этой силы не  известна и поэтому направлена  условно.

Линейные размеры, необходимые для определения  реакций, берем по компоновочной  схеме l₁=45 мм, l₂=90 мм, l₃=76 мм, d₁ = 68 мм, d₂ = 268 мм.

     Найдем  расстояния между точками приложения к подшипникам радиальных реакций.

Для вала шестерни примем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 310.

Из табл. 19.18 выписываем: d = 50 мм, D=100 мм, В= 27 мм

Для вала колеса примем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 311.

Из табл. 19.18 выписываем: d = 55 мм, D=120 мм, В= 29 мм

Тогда получаем: l₄=44 мм, l₅=88 мм, l₆=109 мм

Быстроходный  вал

Реакция от сил  в зацеплении:

в плоскости XOY

- реакции найдены правильно.

в плоскости YOZ

- реакции найдены правильно.

Суммарные реакции  опор для расчета подшипников:

Реакция от силы F_М:

Проверка:

- реакции найдены правильно.

Реакции опор для  расчета подшипников:

Тихоходный  вал

Реакция от сил  в зацеплении:

в плоскости  YOZ

- реакции найдены правильно.

в плоскости  YOZ

- реакции найдены - реакции найдены правильно.

Суммарные реакции  опор для расчета подшипников:

6.2. Подбор подшипников для быстроходного вала.

    Частота вращения вала n = 715 об/мин, требуемая долговечность . На опоры вала действуют силы:

; ;

     Предварительно  примем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 310.. Из таблицы для этого подшипника выписываем:

     С_r =61800H, С₀ =36000H

Для радиальных подшипников :

R_s1 = 0 H; R_s2 = 0 H

Для нашего случая R_аА = 0; R_аБ = F_a = 0

Так как R_аА = 0 тодля опоры А X=1,Y=0.

Для опоры Б отношение

 то и для опоры 1: X=1,Y=0.

     Находим эквивалентные нагрузки при К_Б = 1,5 и К_Т = 1 (см; табл. 6.3, 6.4);

;

Расчетная долговечность  более нагруженного подшипника опоры  А при a₂₃ = 0,75

6.3. Подбор подшипников для тихоходного  вала.

    Частота вращения вала n = 178,75 об/мин, требуемая долговечность . На опоры вала действуют силы:

;

     Предварительно  примем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 311.. Из таблицы  для этого подшипника выписываем:

     С_r =71500H, С₀ =41500H

Для радиальных подшипников :

R_s1 = 0 H; R_s2 = 0 H

Для нашего случая R_аГ = 0; R_аВ = F_a = 0

Так как R_аГ = 0 тодля опоры Г X=1,Y=0.

Для опоры В  отношение 

 то и для опоры 1: X=1,Y=0.

     Находим эквивалентные нагрузки при К_Б = 1,5 и К_Т = 1 (см; табл. 6.3, 6.4);

;

Расчетная долговечность  более нагруженного подшипника опоры Г при a₂₃ = 0,75

 

7. Конструирование  крышек подшипников.

     Крышки  подшипников изготовляют из чугуна марки СЧ15. Различают крышки приветные  и закладные.

     Форма крышки зависит от конструкции опоры  вала. Чаще всего торец вала не выступает за пределы подшипника. Поэтому наружная поверхность крышки—плоская.

     Чтобы поверхность фланца крышки и торца  корпуса сопрягались по плоскости, на цилиндрической центрирующей поверхности  перед торцом фланца делают канавку. Положение крышки при сборке определяется ее фланцем. Поэтому поясок с центрирующей цилиндрической поверхностью делают небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса.