Подшипников, конструирование ступеней вала

⇐ ПредыдущаяСтр 5 из 5

Для опор валов конических колес рекомендуют (см. п. 3) применять роликовые конические подшипники. По диаметру d_П=40 мм выбираем из [1, 2] роликовый конический подшипник легкой серии 7208А ГОСТ 27365-87, для которого d_П=40 мм; D=80 мм; Т=20 мм; r=2 мм; C_r=58, 3 кН; e=0, 37; Y=1, 6.

Выбираем наиболее распространенную (см. п. 2) схему 2 установки подшипников в опорах валов редукторов – обе опоры фиксирующие, подшипники установлены враспор.

Отрабатываем конструкцию вала, уточняем размеры участков вала, ориентировочно принятые в проектировочном расчете (п. 6.1):

а) в левой опоре подшипник установлен на вал до упора в заплечик. Высоту t=3 мм заплечика определяем по табл. 6 с учетом размера r=2 мм фаски подшипника. Тогда

d_БП³ d_П + 2× t =40+2× 3=46 мм,

принимаем окончательно по табл. 2 d_БП =47 мм;

б) переходный участок вала между ступенями d_П и d_БП выполняем с канавкой шириной b=3 мм (табл. 4) со скруглением для выхода шлифовального круга.

в) переходные участки вала между ступенями d_К и d_БК выполняем с галтелью радиусом r=2, 0 мм и размером f =2, 5 мм фаски колеса (табл. 3), а между ступенями d_БП и d_f₁; d_f₁ и d_БК с галтелью радиусом закругления r=5 мм.

Тогда

d_БК³ d_К + 3× f =42+3× 2, 5=49, 5 мм,

принимаем окончательно по табл. 2 d_БК =50 мм.

г) на участке вала d_К для крепления колеса быстроходной передачи при мелкосерийном производстве выполняем шпоночный паз, размеры которого b=12 мм и t₁=5 мм выбираем по табл. 9.

Длину шпонки принимаем меньше длины ступицы колеса

l_Р = l_СТ-(5…10) = 54-(5…10) = (49…44) мм.

д) колесо на вал устанавливаем по посадке H7/r6 с небольшим натягом, от осевых смещений на валу фиксируем упором одного торца ступицы в бурт вала, а между другим торцом ступицы и торцом внутреннего кольца подшипника устанавливаем распорную втулку Г-образной формы. При этом между буртиком вала и торцом втулки предусматриваем зазор с=2 мм (см. рис. 4, б).

Определение изгибающих моментов в сечениях вала

Составляем (рис. 11) расчетную схему вала в соответствии с рекомендациями п. 5.2, и рис. П5:

1. Строим кинематическую схему редуктора. Выбираем систему координат: xoz – горизонтальная плоскость, yoz – вертикальная.

2. Выбираем направление вращения быстроходного вала редуктора по часовой стрелке.

3. Выбираем направление винтовой линии зубьев шестерни левое, чтобы уменьшить суммарную внешнюю осевую силу вала.

4. Определяем по формулам рис. П5 силы в зацеплениях:

Быстроходная передача:

1) Окружная сила шестерни и колеса

;

2) Радиальная сила шестерни и осевая сила колеса

Н;

3) Осевая сила шестерни и радиальная сила колеса

Н;

Тихоходная передача:

1) Окружная сила шестерни и колеса

Н;

2) Радиальная сила шестерни и радиальная сила колеса

Н;

3) Осевая сила шестерни и радиальная сила колеса

Н;

5. Строим (рис. 11) схему нагружения валов. Направление сил в зацеплениях определяем в соответствии с выбранными направлениями вин-

товой линии зубьев колес и вращения валов.

6. Строим (рис. 11) расчетную схему промежуточного вала.

7. Определяем линейные расстояния между точками приложения радиальных сил в зацеплениях и реакций в опорах:

а) по формуле (3) рассчитываем расстояние а точки приложения радиальной реакции для выбранных роликовых конических подшипников

мм

б) по формулам рис. П5 рассчитываем линейные расстояния l:

мм;

где В_П=Т – ширина подшипника: x=8 мм – зазор.

8. Для двух плоскостей XOZ и YOZ строим расчетные схемы вала, где показываем силы, действующие в зацеплениях и реакции в опорах (направление реакций принимаем предварительно).

Определение реакций в опорах

В горизонтальной плоскости XOZ:

Н.

в)

В вертикальной плоскости YOZ:

Н.

б)

Н.

в) .

Определение изгибающих и крутящих моментов

В сечениях вала

Значения моментов определяем для характерных сечений вала (рис. 11).

В горизонтальной плоскости XOZ:

Сечение А: М_X_А=0; Сечение В: М_X_В=0;

Сечение Е слева: Н× мм;

Сечение Е справа:

Н× мм;

Сечение С слева:

Н× мм;

Сечение С справа: Н× мм;

Сечение Р:

Н× мм.

В вертикальной плоскости YOZ:

Сечение А: М_Y_А=0; Сечение В: М_Y_В=0;

Сечение Е: М_YE=-R_AY× l₁=-4354× 45=-195930 Н× мм;

Сечение С: М_YC=-R_BY× l₃=-2839× 46=-130594 Н× мм;

Сечение Р:

Н× мм.

Крутящий момент М_К передается вдоль оси вала, а т.к. редуктор с одним потоком мощности, то величина М_К в разных сечениях постоянна и совпадает со значением вращающего момента промежуточного вала:

На основании полученных значений изгибающих М_Х, М_Y и крутящего М_К моментов строим (рис. 11) эпюры.

Для проведения прочностных расчетов выделяем предположительно два наиболее опасных сечения вала: 1. Сечение С-С под колесом быстроходного колеса, здесь источниками концентрации напряжений являются шпоночная канавка и натяг от посадки колеса; 2. Сечение Р-Р на торце шестерни тихоходной передачи со стороны буртика колеса, здесь источником концентрации напряжений является ступенчатое изменение вала с галтельным переходом. Сечение Е-Е не будем рассматривать, т.к. зубья шестерни выполнены заодно с валом и > d_БК, запас прочности в этом сечении будет обеспечен.

Суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях:

Н× мм;

Н× мм.

⇐ Предыдущая 1 2 3 45