кНРазмеры, мм.
СrСor309451002537,126,2 311 551 202 954,941,8 315 151 603 787,371,4]Глубина гнезда подшипника, для подшипника 315+В=37 мм;=1,5*37=55,6 мм, примем =56 мм.
Толщину фланца крышки подшипника принимаем примерно равной диаметру d0отверстия в этом фланце 14 мм8. Проверка долговечности подшипника8.
1. Ведущий вал (рис.
8.1)Из предыдущих расчетов имеем, Из первого этапа компоновки=100 мм,=208 мм.
Строим опоры изгибающих моментов. В вертикальной плоскости ХZ. Определяем опорные реакцииRxA RxAA C B Ft=100 мм =208 мм=0=0 Проверяем правильность определения реакций=0 -1738,44−3615,96+5354,4=0Строим опору изгибающих моментов, для чего определяем их значения в характерных сечениях вала.
В плоскости УZRуAFrRуAA C B da½ Fa=100 мм =208 мм.
Определяем опорные реакции=0=0Проверка -1475.
46+1991.
46−515.
99=0Строим опору изгибающих моментов для чего определяем их значения в характерных сечениях вала.
МА =0МВ =0По полученным характерным точкам строим опору Нв (Рис.
8.1)Строим опору крутящих моментов.
Мк=Т2=184,41 нм.
Определим суммарные радикальные опорные реакции для опор, А и В. Опора Опора.
В Опора, А является более нагруженной и по ней ведем дальнейший расчет (подбор) подшипника. По условию работы подшипникового узла намечаем для обоих опор наиболее дешевый шариковый радиальный подшипник 309 динамическая грузоподъемность Сrтаб = 37,1 кН Рис.
8.19. Подбор типа и размеров стандартного шпоночного соединения зубчатого колеса с валом.
Диаметр вала d3 = 60 мм, длина ступицы, соединение передает момент Т3=569,04 нм при спокойной нагрузке. Для соединения вала с колесом принимаем призматическую шпонку со скругленными торцами. По табл.
69 [2] для диаметра вала d = 60 мм принимаем замеры сечения шпонки в=18 мм, h=11 мм, глубина паза t= 7 мм, Рабочая длина шпонки.
Для стальной ступицы при спокойной нагрузке принимаем Проверяем принятое шпоночное соединение на смятие, что удовлетворяет условию Размеры сечений призматических шпонок и пазов для ведущего, промежуточного и ведомого вала сведены в табл.
9.1Табл.
9.1МмДиаметр вала.
Сечение шп.
Глубина пазавnt1t23610853,360 181 174,480221495,47 120 127,54,910. Уточненный расчет валов.
В соответствии с формой вала и опорами Мизг и Мк предположительно опасными сечения вала, подлежащими проверки на сопротивление усталости являются сечения I-I, II-IIи III-III, в который имеются концентраторы напряжений и возникают наибольшие моменты. Определяем коэффициент запаса прочности в сильно нагруженном сеченииII-II, в котором концентрация напряжений обусловлена наплавкой с галтелью и посадкой внутреннего кольца подшипника с натягом. Определяем изгибающие моменты в сечении II-IIСуммарные изгибающие моменты.
Согласно опоре крутящих моментов=184,41 нм.
Определяем напряжения в сечении В сечении нормальные напряжения изменяются по симметрическому циклу с амплитудой Напряжение кругления=7,2 МПаПринимаем концентрацию напряжений от посадки внутреннего кольца подшипника; - для шлифованной посадочной поверхности поверхность вала не упрочняется.
Коэффициент концентрации напряжений вала в сеченииIIIIПределы выносливости вала в сечении IIIIРасчетный коэффициент запаса сопротивления усталости вала в сечении IIIIСопротивление усталости вала в сечении II-II обеспечивается. Сечение III-IIIСопротивление усталости вала в сеченииIII-III обеспечивается.
11. Посадка подшипников, зубчатых колес, шкивов.
Посадки назначаем, руководствуясь указаниями, данными&9[2]. Внутренние кольца шарикоподшипников устанавливаем на валы с напряженной подшипниковой посадкой, наружные — со скользящей подшипников посадкой по 2-му классу точности. Зубчатые колеса насаживаем на вал с легкопрессовой посадкой по системе отверстия 2-го класса точности. Шкив переменной передачи для удобства демонтажа подшипника при его смене устанавливаем на валу со скользящей посадкой по системе отверстия 3-го класса точности.
Литература
1. Проектирование механических передач. М."Машиностроение" 1976.
2. С. А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин М. «Машиностроение» 19 793. И. Г. Куклин, Г. С. Куклина «Детали машин» М.1984.
