е X коефіцієнт радіальної навантаження. Визначаємо за таблицею 6.1 [3], для кута контакту 26 градусів, відносини F a / VR = 3114/1 В· 7835 = 0.4, e = 0.68. Так як F a / VR V = l - коефіцієнт враховує обертання кілець, (стор.103 [3]);
До б = 1,2 - коефіцієнт безпеки, прийнятий за таблицею 6.3 [3];
До т = 1 - температурний коефіцієнт, прийнятий за таблицею 6.4 [3].
В
Р е = (1.1.7835 +0.92 В· 3114) В· 1.2 В· 1 = 12840 H
Розрахункова довговічність підшипника в годинах:
В
де а 23 = 0,7 - коефіцієнт, характеризує спільний вплив на ресурс підшипника якості металу кілець, тіл кочення і умов експлуатації, (стор.105 [3]);
Р = 3 - показник ступеня для кулькових підшипників, (Стор.105 [3]). Така довговічність перевищує ресурс приводу, отже, прийнятий підшипник підходить.
8. Конструювання елементів циліндричної передачі
Шестерню виконуємо як єдине ціле з валом, розміри цієї деталі визначені раніше.
При дрібносерійному виробництві заготівлю зубчастого колеса отримують вільним куванням з наступною токарної обробкою. Представлена ​​на рис.8.1 конструкція колеса має нескладну технологію виготовлення, невелика вага, забезпечує економію матеріалу і достатню несучу здатність.
Розміри колеса обчислюємо залежно від діаметра тихохідного валу під колесо і ширини колеса обчислених раніше. Розрахунок ведемо в Відповідно до ([3], стор.64).
Діаметр маточини:
В
d cm = 1.55 d k = 1.55 В· 105 = 162.75 мм
приймаємо d cm = 170 мм.
Товщина зубчастого вінця:
S = 2.2 m + 0.05 b 2 = 2.2 В· 2 + 0.05 В· 92 = 9 мм
Фаска: f = 0.6 В· m = 0.6 В· 2 = 1.2 мм приймаємо відповідно до табл.4.1 [3] f = 1.2 мм, кут фаски 45 В°.
Щоб зменшити обсяг точної механічної обробки на диску колеса застосуємо виточки.
На діаметр вершин зубів призначаємо поле допуску h11, на діаметр посадкового отвору призначаємо поле допуску Н7, на шпонковий паз поле допуску Js9. Граничні відхилення інших розмірів приймаємо: для отворів HI4, валів h14, інших В± IT 14/2.
В
Шорсткість поверхні зубів Ra1.6, шорсткість посадкової поверхні RaO.80, шорсткість торцевих рис.8.1. поверхонь колеса Ral6 6, шорсткість інших поверхонь Ra6.3. p> Для того, щоб обмежити концентрацію контактних тисків на посадочній поверхні колеса призначаємо допуск циліндричності посадкової поверхні колеса 0.12. Для того щоб створити точну базу для підшипника призначаємо допуск перпендикулярності торця колеса 0.04.
9. Розрахунок шпонок
Для з'єднання валів з деталями обертання приймаємо шпонки по ГОСТ 23360-78 як найбільш прості по конструкції. Розрахунок шпонки зводиться до визначенню напруги зминання.
Шпонка з'єднання веденого шківа і швидкохідного валу:
В
де h = 8мм - висота шпонки; t 1 = 5 мм - глибина паза вала; l P = l- b = 50-10 = 40 мм - робоча довжина шпонки; l = 50 мм - довжина паза шпони; b = 12 мм - ширина шпонки; [ Пѓ см ] = 140 Н/мм 2 - допустимі напруження зминання для сталевої маточини. br/>В
де d = 80 мм - діаметр вихідного кінця вала; h = 14 мм - висота шпонки; t 1 = 9 мм - глибина паза шпонки; l P = l- b = 110-22 = 88 мм - робоча довжина шпонки; l = 110 мм - довжина паза шпони; b = 22 мм - ширина шпонки; [ Пѓ см ] = 140 Н/мм 2 - допустимі напруження зминання для сталевої маточини. p> Шпонка з'єднання тихохідного валу і колеса:
В
де d = 105 мм - діаметр ділянки вала під колесом; h = 14 мм - висота шпонки; t 1 = 9 мм - глибина паза; l P = l- b = 80-22 = 118 мм - робоча довжина шпонки; l = 80 мм - довжина паза шпони; b = 22 мм - ширина шпонки; [ Пѓ см ] = 140 Н/мм 2 - допустимі напруження зминання для сталевої маточини.
Шпонка з'єднання тихохідного валу і напівмуфти:
В
де h = 14 мм - висота шпонки; t 1 = 9 мм - глибина паза вала; l P = l- b = 110-22 == 88 мм - робоча довжина шпонки; l = 110 мм - довжина паза шпони; < i> b = 22 мм - ширина шпонки; [ Пѓ см ] = 140 Н/м...
