Диаметр под подшипник [1]:
,
=30мм
Принимаем dп=40мм, проверив подшипники на долговечность.
Принимаем 
Диаметр под колесо: dk≥dшестерни=56.56мм
Принимаем dk=60мм (dст=1,6*dк=96мм, lст=1,1*dк=66мм)
Тихоходный (выходной) вал
Диаметр концевого участка вала [1]:
;
Принимаем диаметр концевого участка вала dт = 53 мм; тип концевого участка – цилиндрический (ГОСТ 12080 – 66).
Диаметр посадочного места под подшипник [1]:
, где tцил – высота заплечика, выбираемая в
зависимости от диаметра концевого участка вала, мм.
Для dт = 53 мм tцил = 4,5 мм ([1], c. 42), следовательно
Принимаем диаметр посадочного места под подшипник dт.П = 65 мм.
Диаметр буртика под подшипник [1]:
, где r – координата фаски подшипника, выбираемая в зависимости от диаметра
концевого участка вала, мм.
Для dб = 63 мм r = 3 мм ([1], c. 42), следовательно
Принимаем диаметр буртика под подшипник dт.БП = 70 мм.
Диаметр вала под колесо тихоходной ступени [1]:
;
.
Остальные размеры валов определяются конструктивно.
3.2 Подбор подшипников. Проверочный расчет подшипников на долговечность
Подбор подшипников быстроходного (входного) вала
Исходные данные:
tå = 16000 ч;
Ft.б = 186,54 H;
Fr.б = 512,8 H;
Fа = 1575,25H;
dб.П = 40 мм;
l = 204 мм;
c = 105 мм;
d1б = 40 мм.
Со стороны муфты на вал действует радиальная сила Fм, вычисляемая по формуле [1]:
.
Действие осевой силы Fа заменяем моментом Ма:
Ма= Fа∙ d1б/2 = 31505 Н∙мм.
Выбираем схему установки подшипников “враспор”.
Вычислим реакции опор в плоскости yoz.
åM1y = 0; 
åM2y = 0;
Вычислим реакции опор в плоскости xoz.
åM1x = 0; 
åM2x = 0;
Определяем общую радиальную нагрузку:
Для обеих опор предварительно принимаем шариковые радиально-упорные средней серии 36308 ГОСТ 831 – 75. Из табл. 24.10 [1] для принятых подшипников находим:
Сr = 53900 H; Сr0 = 32800 H.
Так как опора 2 нагружена меньше, то дальнейший расчет будем проводить для нее.
Принимаем коэффициент вращения кольца V = 1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника.
Находим относительную осевую нагрузку [1]:
i*Fа2/ Сr0сумм = 1575.25/65600 = 0,048
Для полученного значения относительной осевой нагрузки по табл. 7.1 [1] принимаем значения коэффициентов:
Х = 0.74; Y = 2.35; e = 0,35;
Проверим полученные коэффициенты [1]:
Fа2/(V∙Fr2)= 1575.25/(1∙587.847) = 2.68 > e, следовательно Х = 0.74; Y = 2.35.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка вычисляется по формуле [1]:
Pr = (V∙X∙Fr2 + Y∙Fа2)∙Kб∙Кт, (17)
где Kб – коэффициент безопасности; Кт – температурный коэффициент.
Значение коэффициента безопасности Kб принимают по табл. 7.4 [1]: Kб = 1.
Значение температурного коэффициента Кт принимают в зависимости от рабочей температуры: при tраб £ 100 °С Кт = 1 ([1], c. 107).
Подставим все значения коэффициентов и величин в выражение (17):
Pr = (1∙0,74∙587,847 +2,35∙1575,25)∙1∙1 = 4136,84 Н.
Расчетный ресурс Lsah подшипника, ч [1]:
(18)
где а1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности; а23 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации; к – показатель степени.
Коэффициент долговечности а1 принимают по табл. 7.5 [1]: а1 = 1.
Коэффициент а23 принимают в зависимости от типа подшипника. В данном случае а23 = 0,7 ([1], c. 108).
Показатель степени для шариковых подшипников к = 3 ([1], c. 108).
Подставим все значения коэффициентов и величин в выражение (18):
Так как L10ah >tå (22379 > 16000), то есть расчетный ресурс больше требуемого, следовательно, предварительно принятые подшипники 36308 ГОСТ 831 – 75 пригодны.
Подбор подшипников промежуточного вала
Исходные данные:
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.