Принимая в первую очередь легкую серию габаритных размеров подшипников, назначаем при типоразмер 211. Откуда .

Определяем величину суммарной радиальной номинальной реакции по следующей зависимости:

,

где R_м - радиальная номинальная реакция рассматриваемой опоры вала, возникающая только от усилия муфты;

X, Y - составляющие (по соответствующим осям координат) радиальной реакции рассматриваемой опоры вала, возникающей от воздействия всех остальных номинальных внешних нагрузок, приложенных к валу. Определяем величину суммарной радиальной номинальной реакции:

Определяем величину продольной номинальной реакции фиксированной опоры вала:

.

Определяем радиальные и осевые нагрузки на подшипник:

Приведенную радиальную нагрузку на радиальные и радиально-упорные подшипники P_r , кН, в соответствии с ГОСТ 18854-82, при любом режиме их нагружения (в том числе и номинальном) определяют по следующей формуле:

,

где V - кинематический коэффициент: .

X,Y - коэффициенты, учитывающие разное повреждающее воздействие на подшипник, соответственно, радиальной и осевой нагрузок.

Выбор е для опоры А:

Так как , то .

Имеем: , ,

тогда согласно табл.8 ГОСТ 18855-82

Выбор е для опоры В:

.

Имеем: , , тогда согласно табл.8 ГОСТ 18855-82

F_r , F_a - рабочие радиальная и осевая нагрузки на подшипник, кН;

К_б - коэффициент безопасности, назначаемый в зависимости от условий нагружения подшипникового узла согласно [табл. 17.2, 5]: (так как легкие толчки).

К_т - температурный коэффициент, вводимый в расчет только при использовании подшипников из обычных для них материалов: К_тА=К_тВ=1.

;

.

Эквивалентную (по усталостному повреждающему воздействию) приведенную радиальную нагрузку на подшипник Р_rЕ , кН, определяют по следующей формуле:

,

где Р_ном - номинальная приведенная нагрузка на рассматриваемый подшипник вала:

,

.

Z_h - коэффициент долговечности, учитывающий переменность во времени нагрузки, действующей на подшипник, и ограниченность (необходимым сроком службы t_p) ресурса подшипника L_h .

Для подшипников реверсируемых валов коэффициент долговечности составляет

ч.

кН;

кН.

Наиболее нагруженной опорой является опора А. Следовательно

Прогнозируемый ресурс L_h , ч, (до появления усталостного контактного выкрашивания поверхности хотя бы одного из колец или тел качения) выбираемого подшипника должен удовлетворять следующему очевидному условию:

,

где t_p - необходимый (желаемый) срок службы подшипника.

В соответствии с ГОСТ 18855-82, при частоте вращения подвижного кольца подшипника n10 мин-1 прогнозируемый ресурс L_h, ч, наиболее нагруженного подшипника рассматриваемого вала определяют по следующей зависимости:

,

где а₁ - коэффициент, учитывающий необходимую вероятность безотказной работы подшипника, назначают в соответствии с ГОСТ 18855-- 82 (табл. 6.1 данной работы); в общем редукторостроении принимают вероятность безотказной работы подшипников равной 90% и тогда а1=1.0;

а_2;3 - объединенный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации подшипника и качество его материала, назначают по справочным данным [5, c. 352]: а2;3=0.8;

С_кат - динамическая грузоподъемность принятого подшипника, выбираемая по соответствующей таблице каталога подшипников: .

К_кач - коэффициент, учитывающий качество (точность) изготовления подшипника, выбирают по справочным данным [2, c. 188] в зависимости от класса точности рассматриваемого подшипника: ;

p - показатель степени контактной выносливости подшипника (для шарикоподшипников всех типов р=3; для роликовых р=10/3): р=3;

n - частота вращения подвижного кольца рассматриваемого подшипника при его номинальном нагружении: мин-1

ч. Так как ч, то условие выполняется.

Подшипники, подобранные по необходимой величине прогнозируемого ресурса L_h , подвергают проверке на отсутствие их бринеллирования (остаточных деформаций колец и тел качения) при действии пиковых нагрузок. Условием отсутствия бринеллирования подшипников при действии пиковых нагрузок служит выполнение следующего неравенства:

,

где - приведенная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник вала, возникающая при его пиковом нагружении, кН;

-статическая грузоподъемность выбранного подшипника, назначаемая по соответствующей таблице каталога подшипников: кН.

Приведенная нагрузка , кН, возникающая при пиковом нагружении, для радиальных и радиально-упорных подшипников определяется как максимальная из двух своих значений Ро , найденных по следующим зависимостям:

; ,

где - кратность пикового вращающего момента Т_пик номинальному вращающему моменту Т_ном.:

К_точ = 1.5…2.0 - коэффициент, вводимый в расчет только при повышенных требованиях к точности и плавности вращения вала (в общем редукторостроении принимают К_точ = 1.0);

X_o , Y_o - коэффициенты, учитывающие различное повреждающее воздействие на подшипник, соответственно, радиальной и осевой нагрузок согласно [табл. 17.4, 5] равны: ;

F_r , F_a - номинальное значение радиальной и осевой нагрузок, действующих на наиболее нагруженный подшипник вала, кН;

K_бS - коэффициент динамичности приложения нагрузки к подшипнику. В данном случае удовлетворяет этому условию и подходит под характеризующие параметры .

Н ;

Н, следовательно Н.

Значение не удовлетворяет условию , поэтому необходимо назначить подшипник более тяжелой серии. В данном случае нужно назначить подшипник тяжелой серии, у которого кН.

Тогда условие выполняется.

21. Выбор смазки подшипников валов редуктора

Основными пластичными смазочными материалами, применяемыми в подшипниковых узлах редукторов общего назначения, в настоящее время являются Литол-24 ТУ 21150-75 (для работы в температурном интервале - 40…+130С) и ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74 (-60…+90С). Однако следует иметь в виду, что цепная передача также смазывается пластичным смазочным материалом. Поэтому при выборе пластичного смазочного материала стоит отдать предпочтение тому, которым смазывается цепь.

22. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатых колес

В общем случае конструкция зубчатых колес состоит из следующих основных элементов: ступицы, диска, обода и зубчатого венца.

Конфигурация зубчатых колес в большинстве случаев определяется технологическими соображениями, главным образом, способом получения их заготовок.

В крупносерийном производстве зубчатых колес средних размеров (d_a600 мм) их заготовки получают преимущественно штамповкой в двухсторонних закрепленных штампах. Такой вид штамповки отличается высокой производительностью и максимально приближает форму заготовки к форме готового колеса. Заготовка получает достаточно чистую поверхность и не требует механической обработки нерабочих поверхностей детали.

Размеры конструктивных элементов штампованных колес определяют по зависимостям:

– диаметр ступицы: .

длина ступицы: .

– толщина диска: .

– углы штамповочных уклонов .

– радиусы скруглений .

23. Подбор посадок основных деталей редуктора

Проверка валов на кручение производится по формуле:

,

1) . Вал шестерни малонагруженный.

2) . Вал колеса малонагруженный.

3) . Вал малого шкива малонагруженный.

Назначаем предельные отклонения радиальных размеров посадочных поверхностей соединяемых деталей в соответствии со следующими рекомендациями:

1. в случае расположения зубчатых колес на консольном участке малонагруженных валов () нереверсируемых передач - по полям допусков посадки при 6-ой, при 7-ой и 8-ой, при 9-ой степенях точности изготовления зубчатых передач; при реверсивной работе вала соответственно: ,,; при большей нагруженности вала назначают отклонение по посадкам не зависимо от характера его вращения соответственно: , , ; если зубчатые колеса устанавливают на валу между его опорами, то в этом случае предельные отклонения назначают соответственно по: , , ; независимо от характера вращения вала и степени его нагруженности;

2. предельные отклонения радиальных размеров посадочных поверхностей соединений с малонагруженными нереверсируемыми валами ступиц звездочек, шкивов или нестандартизованных муфт назначают по: , при большей нагруженности валов назначают: , независимо от характера его вращения.

Выбор посадок на вал внутренних колец подшипников качения производят, в соответствии с ГОСТ 3325 85, в зависимости от класса точности подшипников, режимов их работы и вида нагружения колец подшипника.

Согласно ГОСТ 3325-85 поле допуска для посадки на вал внутренних колец подшипников качения с режимом работы В и классом точности 0 .

Поле допуска для посадки в корпус внешних колец подшипников качения .

Поле допуска отверстия дистанционных втулок назначают по , если для соседней детали применяют посадку с гарантируемым натягом и по H8 - при использовании переходных посадок.

Поле допуска на ширину «b» шпоночного паза в вале, предназначенного под призматическую шпонку, выбирают по ГОСТ 23360 - 78 в зависимости от характера шпоночного соединения и вида передаваемой им нагрузки.

Для неподвижного соединения шпонки с валом при постоянном нереверсируемом нагружении поле допуска на ширину «b» паза вала назначают по , а во всех остальных случаях нагружения - по . В данном случае поле допуска на ширину «b» паза вала назначают по .

24. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов

24.1 Выбор типа корпуса редуктора