Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости XOZ:
SМA = - FM2×( a+b+c)+ Ft2× с + RBx×(в+с) = 0, (111)
, (112)
= 9102 Н.
SМB = -Ft2×b -FM2× а – RAx×(с+b) = 0, (113)
, (114)
= -5298 Н.
Проводим проверку правильности определения численных значений реакций:
SX = +RBx--RAx +Ft2-FM2 = 0, (115)
SX = 8426+9102+4622-5298 = 0.
Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости YOZ:
SМA = -Fr2× с+M+RBy×(c+b) = 0, (116)
, (117)
= 1142.5 Н.
SМB = Fr2× b– RAy×(c+b) = 0, (118)
, (119)
= 539.5 Н.
Проводим проверку правильности определения численных значений реакций:
SY = RBy+RAy - Fr2= 0, (120)
SY = 1142.5-1682+539.5 = 0.
Определяем изгибающий момент от силы Ft2:
Мx1 = - RAx×x1, (121)
Мx1 = 5298*72=381456 Н×мм.
Мx2 = -Fm*×a, (122)
Мx2 = 8426*48=404448 Н×м
. Определяем изгибающий момент от силы Fr2:
Мy1 = Rb×y1, (121)
Мy1 = 1142.5*34=38845 Н×мм.
Мy2 = Ra*×c, (122)
Мy2 = 539.5*72=38844 Н×мм.
Определяем суммарные реакции (полные) в опорах (подшипниках) по формуле (78):
,
Н;
,
Н.
Определяем результирующие изгибающих моментов в сечении по формуле (79):
,
Н×мм.
Н×мм.
Определяем эквивалентный момент в опасном сечении по формуле (80):
,
Н×мм.
Определяем диаметр вала в рассматриваемом сечении по формуле (81):
,
мм,
d3=60 мм, по ГОСТ6636.
Проверяем величину соотношения 
[2].
где Fai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).
В этом случае X = 0.46; Y = 1.55 [2].
Приведенная нагрузка:
P = (X×V×Fr1 + Y×Fa1)×Кб×КТ, (99)
где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (Кб=1[2]);
КТ – температурный коэффициент (КТ = 1 при t < 100 °С [2]).
Так как:
, то
P = 0,56×V×Fr1 + Y×Fa1;
P = 0,56*1*867+1,55*389=485,52+602,95=1088,5 Н.
Расчетный ресурс подшипника [9]:
,
где n – частота вращения вала, об/с; С – динамическая грузоподъемность подшипни ка; р = 3 – для шариковых подшипников.
ч.
Полученная долговечность значительно больше принятой, поэтому принимаем подшипники лёгкой серии 205.
Характеристики шариковых радиальных однорядных подшипников ГОСТ 8338
Таблица 9
|
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кН |
||||||
|
d |
D |
B |
r |
C |
C0 |
||
|
25 |
52 |
15 |
1,5 |
14 |
6,9 |
||
(102)
Проверяем величину соотношения [2].
где Fai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).
Приведенная нагрузка:
P = (X×V×Fr1 + Y×Fa1)×Кб×КТ, (99)
где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (Кб=1[2]);
КТ – температурный коэффициент (КТ = 1 при t < 100 °С [2]).
Так как:
, то
P = V×Fr;
P = 1*2678=2678 Н.
Расчетный ресурс подшипника [9]:
,
где n – частота вращения вала, об/с; С – динамическая грузоподъемность подшипни ка; р = 3 – для шариковых подшипников.
ч.
Полученная долговечность значительно больше принятой, поэтому принимаем подшипники лёгкой серии 208.
Характеристики шариковых радиальных однорядных подшипников ГОСТ 8338
Таблица 9
|
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кН |
||||||
|
d |
D |
B |
r |
C |
C0 |
||
|
40 |
80 |
18 |
2 |
32 |
18,6 |
||
На выходном валу осевой нагрузки нет т.к. передача прямозубая цилиндрическая, тогда принимаем: X=1 ; Y=0
Приведенная нагрузка:
P = X×V×Fr1×Кб×КТ, (99)
P = 1*9173*1*1=9173,
где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (Кб=1[2]);
КТ – температурный коэффициент (КТ = 1 при t < 100 °С [2]).
P = 1*9173*1*1=9173Н.
Расчетный ресурс подшипника [9]:
,
где n – частота вращения вала, об/с; С – динамическая грузоподъемность подшипни ка; р = 3 – для шариковых подшипников.
ч.
Полученная долговечность значительно больше принятой, поэтому принимаем подшипники лёгкой серии 211.
Характеристики шариковых радиальных однорядных подшипников ГОСТ 8338
Таблица 9
|
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кН |
||||||
|
d |
D |
B |
r |
C |
C0 |
||
|
55 |
100 |
21 |
2.5 |
43.6 |
25 |
||
Размеры призматических шпонок: ширина b, высота h, глубина паза вала t1, ступицы t2 выбираются в зависимости от диаметра вала d. Длина шпонки принимается из стандартного ряда на 5…10 мм меньше длины ступицы.
Шпоночные соединения применены при соединении с валами:
Ведущий вал I – соединение с электродвигателем.
Исходные данные:
d1=24мм, lМ1=36 мм.
Выбрана призматическая шпонка 2 – 8х7х32 ГОСТ24071
Таблица 2 - Параметры шпонки 8х7х32 ГОСТ24071
|
Номер вала |
Размеры, мм |
sсм, МПа |
||||
|
Диаметр вала d |
Сечение шпонки bxh |
Глубина паза вала t1 |
Глубина паза втулки t2 |
Длина шпонки l |
||
|
I |
24 |
8х7 |
4,0 |
3,3 |
32 |
64 |
Проверка выбранной шпонки на смятие:
, (123)
где Т – вращающий момент, Н×м; l – расчетная длина шпонки, мм; 
допускаемое
напряжение смятие, принимается при стальной ступице =80…120 МПа.
МПа<=80…120 МПа.
Ведущий вал I – соединение с шестерней
Исходные данные:
d1=38 мм, lст=39 мм.
Выбрана призматическая шпонка 2 – 8х7х32 ГОСТ24071
Таблица 3 - Параметры шпонки 8х7х32 ГОСТ24071
|
Номер вала |
Размеры, мм |
sсм, МПа |
||||
|
Диаметр вала d |
Сечение шпонки bxh |
Глубина паза вала t1 |
Глубина паза втулки t2 |
Длина шпонки l |
||
|
I |
26 |
8х7 |
4,0 |
3,3 |
32 |
64 |
Проверка выбранной шпонки на смятие по формуле(123):
МПа<=80…120 МПа.
Промежуточный вал II – под колесом и шестерней.
Исходные данные:
d2=40 мм, lст=60мм.
Выбрана призматическая шпонка 2 – 12х8х50 ГОСТ24071
Таблица 4 - Параметры шпонки 12х8х50 ГОСТ24071
|
Номер вала |
Размеры, мм |
sсм, МПа |
||||
|
Диаметр вала d |
Сечение шпонки bxh |
Глубина паза вала t1 |
Глубина паза втулки t2 |
Длина шпонки l |
||
|
I |
40 |
12х8 |
5,0 |
3,3 |
50 |
108,4 |
Проверка выбранной шпонки на смятие по формул (123):
МПа<=80…120 МПа.
Ведомый вал III – соединение с колесом.
Исходные данные:
d4=60 мм, lст=90 мм.
Выбрана призматическая шпонка 2 –18х11х70 ГОСТ24071
Таблица 6 - Параметры шпонки 18х11х70 ГОСТ24071
|
Номер вала |
Размеры, мм |
sсм, МПа |
||||
|
Диаметр вала d |
Сечение шпонки bxh |
Глубина паза вала t1 |
Глубина паза втулки t2 |
Длина шпонки l |
||
|
I |
60 |
18х11 |
7,0 |
4,4 |
70 |
118 |
Проверка выбранной шпонки на смятие по формуле(123):
МПа<=80…120 МПа.Ведомый вал III – соединение с валом.
Исходные данные:
d3=53 мм, lМ2=55 мм.
Выбрана призматическая шпонка 2 – 16х10х70 ГОСТ24071
Таблица 7 - Параметры шпонки 16х10х70 ГОСТ24071
|
Номер вала |
Размеры, мм |
sсм, МПа |
||||
|
Диаметр вала d |
Сечение шпонки bxh |
Глубина паза вала t1 |
Глубина паза втулки t2 |
Длина шпонки l |
||
|
I |
53 |
16х10 |
6,0 |
4,3 |
70 |
43,38 |
Проверка выбранной шпонки на смятие по формуле(123):
МПа>=80…120
МП.Ввиду того, что одна шпонка не может передать заданного вращающего момента устанавливаем две шпонки под углом 180°.
МПа<=80…120 МП.Колеса изготовляются из штампованных
заготовок. Штамповочные и формовочные уклоны принимаются g = 10°, радиусы закруглений R 
5
мм.
Диаметр ступицы колеса [1]:
dст = 1,5× d, (136)
где d – диаметр вала, мм.
Ширина торцов зубчатого венца [1]:
S = 2,2×m +0,05×b, (137)
где т – модуль зацепления мм, b – ширина зубчатого венца мм. [1]:
С= 0,5× (S+ Sст), (138)
где Sст - толщина ступицы мм.
Диаметр отверстий в диске [2]:
d0 = (D0 - dст)/3, (139)
где D0 – диаметр колеса до торца мм, dст – диметр ступицы
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
