Определение диаметров ведущего вала и подбор подшипников

dj - диаметр выступающего конца вала; d_ni - диаметр вала под подшипник; d_r,_nl - диаметр буртика для упора подшипника; I - высота буртика; г - радиус галтели фаски

Рисунок 3 - Эскиз ведущего вала

 

 

 

Диаметр выступающего конца вала рассчитывается на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба

d,>)

/0,2 [г]/

где Г, - крутящий момент на ведущем валу (Н мм) (см. п. 1.9). Полученный диаметр округляется до ближайшего большего зна­чения по приложению В.

Диаметр вала под подшипник принимают

4,.=4+2<> (40)

где I - высота буртика определяется в зависимости от диаметра

с/, по приложению Г. Полученный результат округляется до ближайшего большего стандартногр значения из ряда чисел для внутренних диаметров под­шипников качения: 17; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 80; 90.

При проектировочном расчете диаметр буртиков для упора подшипников определяют по соотношению

<^,=4.,+3,2-Г, (41)

где г - радиус галтели вала (приложение Г). Полученный диаметр округляется по приложению Г до бли­жайшего значения.

Для опор выбирают тип подшипников. При выборе подшипни­ков для редукторов с прямо- или косозубыми колесами целесообраз­но рассматривать возможность применения радиальных однорядных шарикоподшипников средней серии (тип 300). В редукторах с шев­ронными колесами опоры ведущего вала целесообразно применять роликоподшипники средней серии без буртиков на наружном кольце (тип 2000).

Предварительный подбор подшипника осуществляется по диа­метру d„| согласно приложениям Д и Е. После подбора подшипника заполняется таблица 7.

Таблица 7 - Техническая характеристика подшипников

Динамическая

грузо­подъемность С, кНОбозначение подшипника

Внутренний диаметр

dm ММ

Наружный диаметр D, мм

Ширина подшипника

Динамическая

грузо­подъемность С, кН

Статическая

i-рузо- подьсмность Ср, кН

 

 

3.3 Определение диаметров ведомого вала и подбор подшипников

 

Диаметр выступающего конца вала рассчитывается на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба

''ЧЙг ⁽⁴²⁾

где Ti - крутящий момент на ведомом валу (Н мм) (см. п. 1.9).

Полученный диаметр округляется до ближайшего большего зна­чения по приложению В.

Диаметр вала под подшипник принимают

d„₂=d₂+2-t, (43)

где t - высота буртика определяется в зависимости от диаметра d₂ по приложению Г.

Полученный результат округляется до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел для внутренних диаметров под­шипников качения: 17; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 80; 90.

При проектировочном расчете диаметр буртиков для упора подшипников определяется по соотношению

4м =4.1+3,2-г (44

 

 

где - радиус галтели вала (приложение Г). Полученный диаметр округляется по приложению В до бли­жайшего значения.

Диаметр вала посадочного места колеса определяется по форму­ле

^2=^,2+(5-7) (45)

и округляется по приложению В до ближайшего значения.

Диаметр буртика для упора колеса определяется по соотноше­нию

d_s,₂Zd_n + 3-f, (46)

где/- размер фаски колеса (приложение Г). Полученный диаметр округляется но приложению В до бли­жайшего значения.

Выбор типа подшипников для ведомого вала производится по рекомендациям, приведенным в п.3.2. Установив тип подшипника, результаты следует занести в таблицу 5.

Выбор шпонок

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические шпонки (ГОСТ 23360-78), которые имеют прямо­угольное сечение (рисунок 5).

 

 

Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала опреде­ленные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проект­ных расчетах размеры b, h, tf₂ берут из приложения Ж. Рабочую длину I шпонки назначают на 8...10мм короче длины ступицы наса­живаемой детали.

При выполнении РГ Р необходимо подобрать по приложению Ж шпонку и размеры соответствующего шпоночного паза для соедине­ния валов с колесом, муфтой, звездочкой цепной передачи или шки­вом ременной передачи и заполнить таблицу 8.

Таблица 8 - Размеры шпонок и шпоночных пазов