Часть 1. Кинематический расчет привода

ЧАСТЬ 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Выбор электродвигателя.

Определение передаточных чисел привода в целом и его элементов

Механические параметры на валах привода

ЧАСТЬ 2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбор материала зубчатых колес

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые напряжения изгиба.

Межосевое расстояние.

Предварительные основные размеры колеса

Модуль передачи.

Суммарное число зубьев.

Число зубьев шестерни и колеса.

Фактическое передаточное число.

Диаметры колёс.

Размеры заготовок.

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям.

Силы в зацеплении.

Проверка зубьев колёс по напряжению изгиба.

Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

ЧАСТЬ 3. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбор сечения ремня

Определение диаметров шкивов

3.3. Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла обхвата ремнем малого шкива

Определение длины ремня и уточнение межосевого расстояния и угла обхвата.

3.5.Определение мощности, передаваемой одним ремнем реальной передачи.

Определение числа ремней.

3.7.Определение силы предварительного натяжения одного ремня.

Определение силы, передаваемой на валы.

Ресурс наработки передачи.

ЧАСТЬ 4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

Зубчатая передача.

4.2 Конструкция входного вала (индекс 1 по схеме №1).

Конструкция выходного вала.

Крышка подшипниковых узлов.

Конструктивные элементы корпуса.

ЧАСТЬ 5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ ПОДШИПНИК ВХОДНОГО ВАЛА.

5.1 Радиальные реакции опор от сил в зацеплении (см. рис. 7.6. а)

5.2 Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала (рис.7.6. б)

5.2.2 Определение радиальной консольной силы .

5.2.3 Реакции опор (рис 7.6. б)

Реакции опор для расчёта подшипников

Для типового режима нагружения II

5.5. Схема установки назначенных шарикоподшипников - враспор (подшипники – разд. 4.2).

5.6. Коэффициент осевого нагруження е

5.7. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

5.8. Расчетный скорректированный ресурс подшипника.

5.9. Проверка выполнения условия

5.10. При выполнении условий и , предварительно выбранный подшипник считается пригодным.

ЧАСТЬ 6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ ПОДШИПНИК ВЫХОДНОГО ВАЛА

6.1. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении (см. рис. 7.6. а)

6.2. Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала (см. рис.

6.2.1 Плечо радиальной консольной силы :

6.2.2 Определение радиальной консольной силы .

6.2.3 Реакции опор (рис 7.6. б)

Реакции опор для расчёта подшипников

Для типового режима нагружения II

6.5. Схема установки назначенных шарикоподшипников - враспор (подшипники – разд. 4.3).

6.6. Коэффициент осевого нагруження е

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

6.8. Расчетный скорректированный ресурс подшипника

6.9. Проверка выполнения условия

6.10. При выполнении условий и , предварительно выбранный подшипник считается пригодным.

ЧАСТЬ 7. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ

ВХОДНОЙ ВАЛ.

Определение силовых факторов.

Геометрические характеристики опасных сечений вала.

Расчет вала на статическую прочность.

7.1.4. Расчет вала на сопротивление усталости

Выходной вал

Определение силовых факторов.

Геометрические характеристики опасных сечений вала.

Расчет вала на статическую прочность.

7.2.4. Расчет вала на сопротивление усталости

Вариант 2.8.12.

СХЕМА ПРИВОДА

 

 

Исходные данные:

 

Р₃ = 8 кВт

ω₃ = 2,6 π рад/с

Кинематический расчет привода.

Выбор электродвигателя.

 

Выбор электродвигателя производится по величине требуемой мощности P_ТР на валу двигателя:

P_ТР = кВт, где P_пол = P₃

 

P_ТР = =­ = = 9,034733783 кВт

n₃ = = = 78 об /мин – частота вращения вала

п_дв. =п₃ · U где U - общее передаточное число

Рекомендуемый диапазон передаточных чисел для типов передач:

U_зуб = 2,5 … 5,6 - зубчатая;

U_рем = 2 … 3 - ременная;

U = U_рем· U_зуб

Используя общую формулу передаточного числа привода, определяем диапазон

передаточных чисел U_min и U_max.

U_min = 2,5·2 = 5,6 U_max = 3· 5,6 = 16,8

 

Определяем диапазон частот вращения вала двигателя:

n_дв.min = n₃ ·U_min = 78 ·4 = 390 об /мин

n_дв.max = n₃ ·U_max = 78 ·16,8 = 1310,4 об /мин

 

 

Выбор электродвигателя производится по каталогам АИР с соблюдением следующих условий:

P_тр ≤ P_ном , где:

P_ном – номинальная мощность электродвигателя по каталогу.

n_дв.min < n_c < n_дв.max

Примечание: п_с > п_{дв. min} в 2 … 3 раза,

где п_с - синхронная частота

п_с = 390 ·2 … 390 ·3 = 780 … 1170

 

Электродвигатель: АИР М 8/6

1. Р_ном = 10 кВт;

2. п_с = 1000 об /мин;

3. Коэффициент скольжения -S=4,0 %;

4. К_пер =2,0

5. d₁ = 48 мм -диаметр выходного вала двигателя.

 

Выбор материала.

Для шестерни и зубчатого колеса выбираем сталь 40Х, термообработка:

колесо - улучшение, твердость Н₂ = 235 … 262 НВ.

шестерня - улучшение, твердость Н₁ = 269 … 302 НВ.

Межосевое расстояние.

Определяем предварительное значение межосевого расстояния:

а = К ·(U + 1) · мм, где:

U =U_зуб = 5 - передаточное число зубчатой передачи

К = 10 при Н₁ и Н₂ ≤ 350 НВ.

Т₁ = Т₂ = 3109,99 - вращающий момент на валу шестерни, Н · м (из раздела 1.3)

а = 10 ·(5+1) ∙ = 208,64 мм

Находим окружную скорость V:

V = , где:

n₁ = n₂ = 330 об/мин - частота вращения шестерни

V = = 1,42 м /c

По табл. 2.5 принимаем степень точности 8.

Принимаем, что зубчатая передача будет косозубой. окружная скорость V= 10 м/с

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

а = К_а ∙·(U + 1) · , где:

 

К_а = 410 - для косозубых колес

Т₁ = Т₂ = 210,2464вращающий момент на валу шестерни

[ σ ]_Н = 572 допускаемые контактные напряжения, МПа.

ψ_ва - коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния.

ψ_ва = 0,4 -при консольном расположении колес

К_Н = К_НV ·К_Нβ ·К_Нα - коэффициент нагрузки

где К_НV -коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения связанную с

погрешностью шагов зацепления и зубьев

К_Н находим по табл. 2.6 (прилож. 2) в зависимости от окружной скорости V, степени точности передачи 8, твердости на поверхности зубьев колеса для косозубой передачи (Н < 350 НВ).

К_НV = К_НV< + ·(V - V_< )

К_НV< - значение коэффициента К_НV для меньшей табличной скорости (V_< )

К_НV> - значение коэффициента К_НV для большей табличной скорости (V_> )

V_> и V_< - большее и меньшее табличное значение скорости, в диапазоне которых

находится действительное значение скорости V.

К_НV = 1,02 + ∙·(1,42- 1) = 1,0284

К_Нβ -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине

контактных линий.

К -> ψ_bd

ψ_bd = - коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра

Находим ориентировочное значение ψ_bd:

ψ_bd = 0,5 ·ψ_bа ·(U + 1) = 0,5 ·0,4 ·(5 + 1) = 1,2

К - табл. 2.7 в зависимости от ψ_bd; Н < 350 НВ; схемы (1)

ψ_bd = 1,2 К = 1,06

К = 1 + (К - 1) · К_HW, где

К_HW -коэффициент, учитывающий приработку зубьев, табл. 2.8 в зависимости от V, Н

НВ_{ср 2} = 248,5 = 250 НВ

К_НW = К_НW< + ·(V - V_< ) = 0,26 + ·(1,27 - 1) = 0,2642

К_Нβ = 1 + (1,06 - 1) ·0,2642 = 1,015852

К_Нα -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с

погрешностью шага зацепления.

К - начальное значение коэффициента К_Нα

К = 1 + А ∙ (n_ст - 5), при этом 1 ≤ К ≤ 1,6

n_ст = 8 А = 0,25 К = 1 + 0,25 ∙·(8 - 5) = 1,75

Принимаем К = 1,6

К_Нα = 1 + (К - 1) ∙ К_HW = 1 + (1,6 - 1) ·0,2642 = 1,15852

К_Н = K_HV · К · К_Нα = 1,0284 ∙1,015852 ∙1,15852 = 1,2103

а = 410 ·(5 + 1) · = 179,56 мм

Вычисленное значение а округляем до большего значения из ряда стандартных значений.

Принимаем а = 180.

 

Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр: d₂ = = = 300 м

в₂ = ψ_ва · а_W = 0,4 ·180 = 72 мм

 

Принимаем в₂ = 71 мм

 

Модуль передачи.

Из условия неподрезания зубьев:

m_max = = = 3,52 мм

Из условия прочности зуба на изгиб определяется:

m_min = , мм

где K_m = 2,8 ·10 ³ - для косозубых передач;

Т₁ = Т₂ = 210,2464- вращающий момент на валу шестерни

[ σ]_F = 281 МПа - допускаемые напряжения на изгиб

К_F = К_FV ·К_Fβ ·К_Fα - коэффициент нагрузки:

K_FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с

ошибками шагов зацепления (из таблицы 2.9 в зависимости от V, Н,

степени точности γ, для косозубых передач)

К_FV = К_FV< + ∙·(V - V_< ) = 1,04 + ·(1,42-1) = 1,0568

 

К_Fβ = 0,18 + 0,82 ·К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагружения, у основания зубьев по ширине зубчатого венца.

где К - из раздела 2.4

К_Fβ = 0,18 + 0,82 ·1,06 = 1,0492

К_Fα = К_Hα = 1,15852

К_F = 1,0568 ·1,0492·1,15852 = 1,2846

m_min = = 1,26 мм

m_min ≤ т ≤ m_max Принимаем m = 2 мм.

 

Диаметры колес.

Делительные диаметры: для шестерни: d₁ = ;

d₁ = =60 мм

для колеса: d₂ = ; d₂ = = 300 мм

Проверка: а _W = = = 180 мм

Диаметры вершин (d_a) и впадин (d_f) зубьев:

Шестерня: d_a1 = d₁ + 2 ·m =64 мм

d_f1 = d₁ - 2,5 ·m =55 мм

 

Колесо: d_a2 = d₂ + 2 ·m =304 мм

d_f2 = d₂ - 2,5 ·m =295 мм

 

2.11 Размеры заготовок.

При выборе конструктивной схемы шестерни и колеса необходимо руководствоваться рис.2.5 и рис.2.6 и следующими соотношениями:

если: D_заг1 = d_a1 + 6 мм ≤ D_пр1 и D_заг2 = d_a2 + 6 мм ≤ D_пр2,

то конструктивная схема колес по рис.2.5,

если: D_заг1 > D_пр1 и D_заг2 > D_пр2,

то конструктивная схема колес по рис.2.6 в

При этом S_заг ≤ S_пр С_заг ≤ S_пр

S_заг = 8 · т = 8 · 2 = 16 мм < S_пр2 = 80 (125) мм

С_заг = 0,5 · в₂ = 0,5 · 85 = 35,5 мм < S_пр2 = 80 (125) мм

D_заг1 = 74+6=80 мм

D_заг2 =354+6=360 мм

D_пр1 = 125 мм D_пр2 = 200 мм S_пр1 = 80 мм S_пр2 = 125 мм

D_заг1 = 70 мм < D_пр1 = 125 мм

D_заг2 = 310 мм > D_пр2 = 200 мм по рис.2.4

S_заг < S_пр

С_заг < S_пр по рис. 2.4

 

Силы в зацеплении.

Окружная: F_t = = 7008,21 Н

Радиальная: F_r = = =2638,95 Н

Осевая: F_а = F_t ∙ tgβ = 1856,24581 Н

Принимаем: F_t = 7009 Н

F_r = 2639 Н

F_а = 1857 Н

 

2.14 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное значение в зубьях колеса:

σ_F2 = ≤ [ σ]_F2

Расчетное значение в зубьях шестерни:

σ_F1 = ≤ [ σ]_F1

У_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,

принимают по таблице 2.10 для x = 0 и приведенного числа зубьев Z_V.

Z_V = - для косозубой передачи

Z_V1 = 32,10 Z_V2 = 160,52

У_FS = У_FS< - ·(Z - Z_< )

У_FS1 = 3,8 - ·(32,10 - 30) = 3,779

У_FS2 = 3,59

 

Для косозубых передач: У_β = 1 - - при условии У_β ≥ 0,7

У_β = 0,8516 >0,7

σ_F2 = = 126 МПа < [σ]_F2 = 281,39 МПа

σ_F1 = = 132,631 МПа < [σ]_F1 = 323,29 МПа

 

Выбор сечения

Принимаем сечение В(Б)

По таблице выписываем характеристики ремня В(Б):

h = 11 мм в_Р = 14 мм l_Pmax = 6300 мм A =138 ∙ 10 ^-6м ² q =0,18 кг/м

b₀ =17 мм l_Pmin =630 мм (d_P)_min =125 мм

 

3.2. Находим диаметр ведомого шкива d₂:

Задаемся диаметром ведущего шкива, используя следующее соотношение:

d₁ = (38…42) ∙ ;

d₁ =38 ∙ =170,2113478 мм d₁ =42 ∙ =188,1283370 мм

Принимаем d₁ = 180 мм.

 

d₂ = d₁ ∙ (1 - e) ∙ U_РЕМ., где e = 0,01 … 0,02

Принимаем e = 0,015.

d₂ = 180 (1 -0,015) ∙ 2,461538462 = 436,43 мм

Принимаем d₂ = 435 мм.

Определим действительное значение передаточного числа:

i_{действ.} =

 

3.3. Определим значение межосевого расстояния «а» по следующим

Для определения предварительного межосевого расстояния воспользуемся следующей рекомендацией:

i … 1 2 3

а_пред … 1,5d₂ 1,2d₂ d₂

Так как i_ф находится в диапазоне 2…3, то для определения а_пред используем формулу интерполяции, мм:

а_пред = [1,2 - (i_ф-2) ] ∙ d₂ = [1,2 - (2,453469 – 2) ] ∙435 = 482,548 мм

Округляем в большую сторону до значения, кратного 10.

Принимаем а_пред =490 мм.

Проверим выполнение следующих рекомендаций:2 ∙ (d₁ + d₂) ≥ a ≥ 0,55 ∙ (d₁ + d₂) + h

1230 > 490 > 349,25

Предварительное значение угла обхвата ремнем ведущего шкива:

 

3.4. По межосевому расстоянию определим длину ремня:

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего большего значения по ряду длин l_P, мм:

Принимаем l = 2000 мм.

По принятой длине ремня уточняем межосевое расстояние:

 

;

Округляем межосевое расстояние в большую сторону.

Принимаем а =501 мм.

Находим действительное значение угла α:

 

3.5. Определим мощность, передаваемую одним ремнем:

, где

Р₀ =3,15 кВт - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем в условиях типовой

передачи при α =180 ^°, i =1, спокойной нагрузке, базовой длине ремня,

среднем ресурсе

С_α – коэффициент угла обхвата:

;

 

С_l = 0,97 – коэффициент длины ремня;

С_i =1,136 – коэффициент передаточного отношения;

С_Р = 1,2

 

кВт.

 

3.6. Число ремней передачи:

, С_Z =0,925 при

Принимаем z = 4

 

3.7. Определим силу предварительного натяжения одного ремня:

, где

м/с- окружная скорость на расчетном диаметре ведущего шкива;

, где - плотность материала ремня

А = 138 ∙ 10 ^-6 м ²

.

 

3.8 Определим силу, передаваемую на валы, от натяжения ветвей ремня с учетом числа ремней:

, где

b = 180 ^° - α

.

3.9 Ресурс наработки передачи:

определяется по рекомендациям ГОСТ 1284.2-89 при эксплуатации в среднем режиме нагрузки (умеренные колебания):

 

 

Т = Т_СР ∙ К₁ ∙ К₂ , где

Т_СР = 2000 часов;

К₂ – коэффициент климатических условий;

К₂ = 1 – для центральной зоны;

К₁ = 1

Т = 2000 ∙ 1 ∙ 1 = 2000 часов.

 

Конструкция входного вала

Предварительно оцениваем диаметр законцовки вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.

- диаметр концевой части входного вала, мм:

, мм, где

вращающий момент на входном валу редуктора

[ ] =18 МПа – допускаемое касательное напряжение для входного вала

Полученное значение округляем в большую сторону до величины кратное 5, при этом округляемое значение должно быть больше расчетного не менее чем на 3.

 

Принимаем: =45 мм

 

 

Принимаем форму законцовки вала конусной.

Параметры конусной законцовки по каталогу "Редукторы" стр.28:

d (d_кон1) = 45 мм

d₃ (M) = М 30 x 2,0мм

l=110мм

l₁=82мм

b=12мм

h=8мм

t=5,0мм

= 5,0

d_f =d – 3 = 30 – 3 = 27 мм

R=1,6 мм

=0,5 мм

Z=2,0

- диаметр вала под манжету (1, стр. 473-474)

= (2…5) - для конусной законцовки.

 

= 45мм

- диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника(d)

= = 45мм

По диаметру (d) производим выбор шарикоподшипника легкой или средней серии:

- радиально-упорного с α=26° по ГОСТ 831-75 – для косозубой передачи.

 

При выборе серии подшипника следует руководствоваться следующей рекомендацией:

=2638,95 Н

=7665 ч

=390об/мин - частота вращения входного вала ()

 

 

Выбираем подшипник легкой серии с α=12°

"Подшипник 36209 ГОСТ 831-75"

d = 45 мм

D= 85 мм

B= 19 мм

r=1,1мм

D_ш=12,700 мм

=41,2 кН

=25,1 кН

Принимаем, что конструктивного вал выполняется с шестерней.

- диаметр буртика для упора подшипника, для которого должны выдерживаться следующие соотношения:

= 45+3,3=48,3

55мм > > 48,3

Диаметр округлить в большую сторону до целого числа

Принимаем: =50 мм

- длина буртика

= =10 мм.

У_м=8…14мм

Принимаем: У=10 мм

Посадки принимаем при установке входного вала:

- посадка внутреннего кольца подшипника на вал - 45К6 (для d_п1=45мм);

- посадка наружного кольца в отверстие корпуса - 85Н7 (для Д=85 мм).

Конструкция выходного вала.

- диаметр концевой части вала.

, мм

- вращающий момент на валу зубчатого колеса ()

Т'₃ = 1009,498 Н·м

[τ] – допускаемое касательное напряжение для выходного вала:

[τ] = 30 МПа.

 

Значение диаметра округляем в большую сторону до величины кратное 5, но так, чтобы округляемое значение было больше расчетного не менее чем на 3.

Принимаем форму законцовки вала цилиндрической.

 

Принимаем d_кон2 = 60 мм

d (d_кон2) =60мм

l=140мм

r =2,5 мм

c=2,0 мм

b=18 мм

h=11 мм

d_сал – диаметр вала под сальниковое войлочное кольцо (сальник):

d_сал = d_кон2 +5 мм – для цилиндрической законцовки.

d_сал=60+5=65 мм.

d_nод2 – диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника (d):

d_nод2 = d_сал =65 мм.

По диаметру d_n2 (d) производим выбор шарикоподшипника легкой или средней серии:

- радиально-упорного с α=26° по ГОСТ 831-75 – для косозубой зубчатой передачи.

При выборе серии руководствуемся рекомендацией:

=78 об/мин - частота вращения выходного вала ()

Выбираем подшипник легкой серии с α=26°.

Принимаем подшипник легкой серии: "Подшипник 46213 ГОСТ 831-75"

Для выбранного подшипника выписываем следующие параметры:

d= 65 мм

D= 120 мм

B= 23 мм

r=1,5 мм

D_ш=16,669 мм

C_r=69,4 кН

=45,9 кН

По конструктивной схеме №1 на валу устанавливается зубчатое колесо, вращающий момент от которого передаётся валу с помощью шпоночного соединения.

У стандартных шпонок размеры сечения в и h зависят от диаметра вала и подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают напряжения сжатия, возникающие на боковых гранях шпонки.

d_к- диаметр вала под зубчатое колесо:

d_к =d_nод2+(6…10) мм

d_к =65+10=75 мм

По диаметру d_к производим выбор призматической шпонки и выписываем следующие параметры:

в=20 мм

h=1,2 мм

t₁=7,5 мм

t₂=4,9 мм

r=0,2 мм

Определяем длину шпонки, используя соотношении:

l_ш(l)= l_ст – 10 мм

Полученное значение округляем в большую сторону до ближайшей стандартной величины.

l_ш(l)=83,5 – 10 =73,5 мм

l_ст = 83,5

l_ст = 60…112,5 мм

Принимаем: l = 80 мм

"Шпонка ГОСТ 23360-78"

Проверяем шпонку по напряжению сжатия, для чего определяют рабочую длину шпонки, мм:

l_p =l_ш-b=80 - 20=60 мм

Находим действующее напряжение смятия, МПа:

=100 МПа,

где Т₂ – вращающий момент на валу зубчатого колеса, Н·м

МПа ≤ 100 МПа

При выполнении указанного соотношения необходимо увеличить d_к на (5…8) мм, произвести заново выбор шпонки и проверку её на смятие, добиваясь выполнения соотношения.

Диаметр d_ст назначают в зависимости от ступицы:

для стали d_ст = (1,5…1,55)· d_к = 112,5…116,25 мм

Принимаем: d_ст = 115 мм

Ширину S торцов зубчатого венца принимают:

S = 2,2·т+0,05·в₂ = 2,2·2+0,05·71 = 4,4+3,55 = 7,95

где т – модуль зацепления, мм.

Толщина диска: С≈0,5(S+ S_ст)≥0,25·в₂

С≈0,5(7,95+20)=13,975<17,75

где S_ст=0,5(d_ст - d_к)=0,5(115 – 75)=20

Допускается С=(0,35…0,4)·в₂=24,5…28,4

С≈0,5(7,95+20)=13,975<17,75

Принимаем: С=25 мм

На торцах зубчатого венца выполняют фаски f=(0,5…0,6)·т, округляя их до стандартного значения.

F=1…1,2

Окончательно принимаем: С=25 мм

На косозубых колесах при твердости рабочих поверхностей менее 350 НВ – под углом α_ср=45°, а при большей твердости - α_ср=15…20°.

d_бур2 – диаметр буртика на валу для упора зубчатого колеса.

d_бур2= d_к+(6…10мм)=75+9=84 мм

l_бур2 – длина буртика: l_бур2=А₂=12,5 мм

Посадки, применяемые кольца подшипника на вал - 65 К6 (для d_под2=65 мм);

- посадка наружного кольца подшипника в отверстие корпуса - 120 Н7 (для Д=120 мм);

- посадка зубчатого колеса на вал – 20 (для в=20 мм);

- посадка шпонки в паз ступицы зубчатого колеса – 20 ;

- посадка кольца на вал - 75

 

4.4 Крышка подшипниковых узлов.

Крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения предназначена для герметизации законцовки входного вала редуктора. Крышка подбирается по наружному диаметру Д подшипника входного вала. Для нее выписывают следующие данные с учетом d_ман:

1- крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения.

=85

=100

=120

=72

=46

=65

С = 1.0

h=6

H=18

=11,0

n=6

d()=9(М8)

B=15

=13

Крышка торцовая глухая предназначена для герметизации подшипникового узла входного вала, не имеющего выхода из корпуса редуктора. Крышка подбирается по наружному диаметру Д подшипника входного вала, и для неё выписываются следующие данные:

2 - крышка торцовая глухая.

=85

=100

=120

=72

h=6

(для типа 2)=18

n=6

d()=9(М8)

=16

с=1,0

Крышка торцовая с канавкой для уплотнительного кольца (сальника) предназначена для герметизации законцовки выходного вала редуктора. Крышка подбирается по наружному диаметру Д подшипника выходного вала. Для нее выписываются следующие данные с учетом d_сал=65 мм:

3 – крышка торцовая с канавкой для уплатнительного кольца.

=120

=140

=165

=105

=66,5

=82

H=23

h=8

d ()=11(М10)

=12

=20,5

В=11

a =6

n=6

с=1,6

Крышка позиции 4 по конструктивной схеме №1 и №3 аналогична позиции 2, не подбирается по наружному диаметру Д подшипника выходного вала. Для нее выписываются следующие данные:

4 – крышка торцовая глухая.

=120

=140

=165

=105

=16

(для типа 2)=23

h=8

d(d₄)=11(М10)

с=1,6

n=6

 

Проверка выполнения условия

Значения коэффициентов X и Y из раздела 5.6. Значения коэффициентов V, и из раздела 5.7.

Максимальная эквивалентная нагрузка на подшипник

X=1

У=0

V=1

=1,4

=1

8380 Н<20600 Н

При выполнении условий и , предварительно выбранный подшипник считается пригодным.

L_10ah=15232,9 Н>7665

P_r2max=8380 Н<20600 Н