Подбор призматической шпонки.

 

Подбор и проверку призматических шпонок (рис.1) со скругленными торцами для соединения вала с колесом производят следующим образом.

Для принятого диаметра вала в месте посадки колеса (Таблица 10) выбирают сечение шпонки b и h, а также глубину пазов t₁ и t₂ на валу и ступице.

Рис. 1. Схема соединения призматической шпонкой

 

Таблица 10 - Основные размеры призматических шпонок

Значение диаметра вала , мм.	Сечение шпонки	Глубина паза
b - ширина	h -высота	t1 -на валу	t2 - втулки
17…22 22…30 30…38 38…44 44…50 50…58 58…65 65…75			3,5 5,5 7,5	2,8 3,3 3,3 3,3 3,3 4,3 4,9 4,9

 

Длину шпонки l_ш принимают на 5…8 мм меньше длины ступицы l_ст колеса

, (31)

Полученное расчетное значение длины шпонки приводят к стандартному из ряда (Таблица 11).

 

Таблица 11 - Стандартные значения длины шпонок

 

 

Выбранную шпонку проверяют на смятие по формуле

, (32)

 

где М₂ – передаваемый момент, Н*м;

d_к – диаметр вала в месте расположения шпонки, мм;

l_p – расчетная длина шпонки при округленных торцах шпонки

. (33)

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице принять равным 100…120, а при чугунной – 50…60 Мпа.

Если при проверке шпоночного соединения условие прочности не соблюдается, то необходимо назначить две шпонки с меньшим сечением или (ЧТО КРАЙНЕ НЕ ЖЕЛАТЕЛЬНО) увеличить длину ступицы и, следовательно, длину шпонки.

 

Задание 3. Подбор подшипников качения для ведомого вала

 

Исходными данными являются:

- угловая скорость вала, ω₂

- силы зацепления,

- размеры вала,

- компоновочная схема узла.

После назначения диаметров посадочных мест вала для установки подшипников выбирают их тип и схему установки. При выборе типов подшипников в первую очередь принимают во внимание величину и направление нагрузки на опору, удобство сборки и разборки, а также стоимость подшипника.

Прежде всего, целесообразно рассматривать возможность применения однорядных радиальных шарикоподшипников, как наиболее простых и дешевых.

При действии на опору радиальной и значительной осевой нагрузки () выбирают радиально – упорные подшипники.

Выбор подшипника производится по каталогу – справочнику, ориентируясь на лёгкую серию по диаметру цапфы в месте установки подшипника. Затем по динамической грузоподъемности (при ω >0,1 рад/с) или по статической грузоподъемности (при ω<0,1 рад/с), значения которых указаны в каталоге рассчитывают долговечность (ресурс в часах) подшипника и сравнивают его с требуемой. Долговечность подшипников должна соответствовать сроку службы передачи.

Для определения долговечности подшипников необходимо вычислить эквивалентную динамическую нагрузку на подшипники, используя эскизную компоновку узла ведомого вала. На основании эскизной компоновки узла строим расчетную схему ведомого вала (рис. 2).

 

Рис.2 Расчетная схема ведомого вала

 

Чтобы вычислить эквивалентную динамическую нагрузку на подшипники, надо предварительно найти радиальные реакции опор (радиальные нагрузки).

- для радиальных подшипников, у которых осевая сила отсутствует, реакции опор находим по формуле

 

F_AY = F_BY = , (34)

- для радиально-упорных подшипников (при наличии осевой составляющей силы) расчет ведется по формуле

R_AY = (Fr· l _{1 +} F_A ), (35)

R_BY = Fr - R_AY, (36)

 

R_{A x} = R_{B x} =Ft/2, (37)

 

 

Суммарные радиальные реакции подшипников:

- для опоры А

, (38)

- для опоры В

. (39)

 

Дальнейшие расчеты ведутся для более нагруженной опоры.

Вычисляем отношение осевой нагрузки F_A к статической грузоподъемности C_O (см.. таблицу 26 в приложении 2) намеченного подшипника F_А / С_О

и по таблице 26 путем интерполяции, находим коэффициент осевого нагружения е и коэффициенты радиальной Х и осевой У нагрузки. Подставляя найденные значения Х и У в формулу

 

Rэ =(Fr_A· X +Fa· Y), (40)

 

находим эквивалентную нагрузку более нагруженного подшипника.

 

Определяем долговечность подшипника по формуле

 

, (41)

 

где р =3 для шариковых подшипников,

р = 3,33 для роликовых подшипников.

 

Если L расч.< L треб. Выбирают подшипник следующей серии того же диаметра и повторяют расчет до выполнения условия L расч.> L треб.

 

Задание 4. Эскизное проектирование.

 

После определения межосевого расстояния, размеров зубчатых колес и ведомого вала приступают к разработке компоновочной схемы редуктора, первым этапом которой является выполнение эскизного проекта.

При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней вала, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

При определении расстояния между деталями исходят из условия, что поверхности вращающихся колес не должны задевать за внутреннюю поверхность стенок корпуса. Для этого между деталями и стенками оставляют зазор а, мм, который определяют по формуле

 

, (42)

 

где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм., равное:

L=d₁+d₂+2m, (43)

 

После вычисления значения а округляют в большую сторону до целого числа.

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес для всех типов редукторов принимают равным

. (44)

Используя табл.8 и найденные значения а и b₀, начертить компоновочный эскиз редуктора, в соответствии с требованиями ГОСТ.

 

Задание 5. Конструирование зубчатых колес.

 

Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис. 3а, б) или с выступающей ступицей (рис.3в).

 

 

Рис. 3 Формы зубчатых колес

 

Длину посадочного отверстия (ступицы) колеса l_стк желательно принимать равной:

- для плоского колеса - ширине зубчатого венца колеса

 

l_{стк =} b₂, (45)

 

- для колеса с выступающей ступицей колеса

 

l_стк = (1…1,8) ∙d_к. (46)

 

Диаметр ступицы d_стк и ширину торцов зубчатого венца выполняют равными

, (47)

 

, (48)

 

На торцах зубчатого венца выполняют фаску размером под углом .

Высота зубца определяется формулой

 

, (49)

 

В тех случаях, когда важно снижение массы конструкции (например, в самолетостроении) колеса делают с более тонким диском с≈ 0,25* b₂

 

Приложения

 

Приложение 1

ЗАДАНИЕ