Высоту заплечика t и фаски r, f выбираем из [2].

_{Рисунок} 6 – Компоновка вала

_{Принимаем:}

=8 мм – расстояние от торца крышки до ступицы звездочки;

= 30 мм – расстояние от торца крышки до торца барабана;

=22 мм – расстояние от торца ступицы барабана до торца барабана.

_{Расстояние между ступицами барабана определяется по формуле:}

_{Определяем расстояние между осями подшипника и ступицей барабана:}

_{Расстояние между осью подшипника и ступицей звездочки:}

3.2 Расчет вала

_{Окружная сила на конце выходного вала:}

_{Рисунок 7 – Силы, действующие на вал}

_{Рисунок 8 – Расчетная схема вала, эпюры изгибающих и крутящих моментов}

_{Находим реакции опор:}

_{Условие прочности:}

_{Для того чтобы посчитать σэкв., сначала нужно найти Мmax и Тmax:}

_{где kП=2,2 – коэффициент, учитывающий перегрузку вала.}

_{Находим нормальные и касательные напряжения по изгибу:}

_{Эквивалентные напряжения:}

_{Выбираем материал вала – Сталь 45, у которой [σt]=315МПа. Тогда условие прочности запишется следующим образом:}

,

Где n=3 – запас прочности.

_{Вывод: условие прочности выполняется.}

4 Расчет шпоночного соединения

Для соединения вала с деталями, передающими вращение, используют призматические шпонки из стали по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок – сталь 45, допускаемое напряжение смятия – [σ]_см = 100-120 МПа [1, т. 2, стр. 717].

Таблица 2 – Размеры сечения шпонки и паза (ГОСТ 23360-78)

Диаметр вала d, мм	Сечение шпонки b x h, мм	Глубина паза вала t1, мм
55	16 х 10	6
80	22 x 14	9

Рисунок 9 – Соединение шпонкой призматической по ГОСТ 23360-78

Т = 574 Нм – передаваемый крутящий момент;

b = 16 – ширина шпонки;

h = 10 – высота шпонки;

t₁ = 6 – глубина паза на валу;

d – диаметр вала;

l_p – рабочая длина шпонки;

l – полная длина шпонки.

Проверяем шпонку на выходном конце вала.

Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удовлетворяться условие:

_{Из предыдущей формулы выражаем рабочую длину шпонки:}

Полная длина шпонки:

5 Проверка ресурса подшипников

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре A.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

где k_б = 1,8 – коэффициент нагрузки;

k_Т = 1 – температурный коэффициент (температура эксплуатации подшипника

t<100⁰);

V =1 - коэффициент вращения, вращается внутреннее кольцо подшипника [3, стр. 466];

_{RA=4981,6 – радиальная нагрузка, реакция в опоре А (см. пункт 4.2).}

Определим ресурс подшипника в часах:

_{где С – динамическая грузоподъёмность [7, стр. 47];}

_{n – частота вращения выходного вала;}

_{m=3 – коэффициент, учитывающий форму тел качения в подшипниках.}

где t = 26000 ч. – ресурс работы привода (см. техническое задание).

Условие выполняется, подшипники выбраны правильно.

_{Рисунок 11 – Шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный}

Литература

_{1. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т. – М.: Машиностроение, 1992.}

_{2. Дунаев П.Д., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высшая школа, 2000.}

_{3. Андриенко Л.А., Байков Б.А. Детали машин: Учебник для вузов. – М.: Издательство МГТУ им. Баумана Н.Э., 2002.}

_{4. Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие: В 2-х т. – Мн.: Вышэйшая школа, 1982.}

_{5. Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А. Техническая документация в курсовом проектировании по деталям машин и ПТМ: Учебное пособие. – Челябинск: ЮУрГУ, 2001.}

_{6. Сохрин П.П. Проектирование цепных передач: Учебное пособие. – Челябинск: ЮУрГУ, 1998.}