2. Выбор и обоснование конструктивных параметров узла.

2.1. Выбор шлицевого соединения.

Учитывая приблизительные размеры шлицевого соединения, установленные в результате построения сборочного чертежа узла редуктора, и приводя их к стандартному ряду размеров шлицевых соединений по средней серии ГОСТ 1139-80, устанавливаем следующие конструктивные параметры шлицевого соединения:

- число зубьев z=10

- внутренний диаметр шлицев d=26мм.

- наружный диаметр шлицев D=32мм.

- толщина шлицев b=4мм.

Применяя центрирование шлицевого соединения по внутреннему диаметру шлицев, и в соответствии с ГОСТ 25346-89, выбираем допуски на размеры соединения и наименования посадок в соединении. Окончательно, принимаем шлицевое соединение ГОСТ 25346-89.

2.2. Выбор конструктивных параметров зубчатого колеса.

Модуль колеса принимаем равным m=8 мм. Тогда ширина зубчатого колеса B определяется по формуле:

мм. (2.1)

Принимаем ширину венца равной B=65 мм по заданию.

Диаметр зубчатого колеса определим как:

мм (2.2)

Принимаем диаметр венца равным D_зкА=126 мм.

Число зубьев определим по формуле:

(2.3)

Принимаем количество зубьев равным 20 по заданию.

Высоту головки зуба определим по формуле:

мм. (2.4)

Высоту ножки зуба определим по формуле:

мм. (2.5)

Число охвата зубьев определим по формуле:

(2.6)

Длину общей нормали определим как:

(2.7)

Гарантированный боковой зазор j_n.min принимаем равным 30 мкм. Допуск на длину общей нормали принимаем равным 35 мкм.

2.3. Выбор подшипников.

Исходя из предложенной конструкции узла редуктора, выбираем шариковые однорядные радиальные подшипники по ГОСТ 8338-75. Исходя из заданного диаметра внешнего кольца подшипника, а так же с учетом принятых условий работы (нормальная эксплуатация без перегрузки), принимаем подшипник из легкой серии диаметров 2, узкой серии ширин 0. таким образом, имеем подшипник с обозначением 205, обладающий следующими конструктивными параметрами:

- внутренний диаметр d=25 мм.

- внешний диаметр D=52 мм.

- номинальная ширина подшипника B=15 мм.

- номинальная координата монтажа фаски r=1,5 мм.

- масса подшипника 0,12 кг.

Выбранный подшипник относится к классу точности 0, что обусловлено опытом эксплуатации данных подшипников в подобных конструкциях, а так же условием обеспечения наибольшей взаимозаменяемости.

Сборка подшипниковых узлов осуществляется с предварительным натягом, что в свою очередь увеличивает жесткость опор, обеспечивает надлежащую точность вращения вала, улучшение виброакустических параметров узла.

Значения шероховатости на внешнюю и внутреннюю поверхности подшипника принимаем равными 1,25 мкм по параметру Ra.

Для внутреннего отверстия принимаем отклонение среднего диаметра в единичном сечении от 0 до -11 мкм, отклонение единичного диаметра отверстия от +3 до -14 мкм.

Для внешнего кольца принимаем отклонение среднего диаметра в единичном сечении от 0 до -15 мкм, отклонение единичного диаметра отверстия от +5 до -20 мкм.

Посадку для подшипника выбираем в соответствии с рекомендациями [1]. Для установки подшипника на вал редуктора по внутреннему кольцу, с учетом того, что воспринимаемая нагрузка является циркуляционной [1, т.2] принимаем посадку H7/e7. Данная посадка применяется в подшипниках при высокой частоте вращения вала, а так же при разнесенных опорах или большой длине сопряжения, например, для блока зубчатых колес редуктора.

Для установки наружного кольца подшипника в корпус редуктора принимаем переходную посадку H7/k6 (типа напряженной), которая обеспечивает наибольшую точность центрирования, имеет небольшой (в пределах 1-5 мкм) зазор и не требует больших усилий при сборке-разборке.