16. Выбор подшипников тихоходного вала.

1. Определяем радиальные нагрузки на подшипники:

С_Х= 70 Н;D_X= 134 Н — в горизонтальной плоскости;

D_Y= 326H;C_Y= 150H— в вертикальной плоскости.

Значение реакции от силы F_rmприбавляется к результирующей реакции в опоре С от муфты:

R_CM=F_rm∙ 317H;

Реакция в опоре Dот муфты:

R_CM=F_rm∙= 208 ∙ 50/95 = 109 Н;

Радиальные нагрузки в опоре С:

F_rС= 482 Н;

Радиальные нагрузки в опоре D:

F_rD= 462 Н;

n₂= 300 мин^–1; гдеC_X= 1061 Н; С_Y= 607 Н;D_X= 5 НD_Y= 911 Н;F_a2 = 536H;d_n= 35 мм;l= 200 мм.

2. Назначаем тип подшипника. На подшипники действуют радиальные и осевые нагрузки, поэтому назначаем радиально–упорные подшипники. Так как на быстроходном валу приняты радиально-упорные шариковые подшипники, то для снижения номенклатуры типов подшипников на тихоходном валу принимаем такие же шариковые радиально–упорные подшипники.

3. Назначаем типоразмер подшипника.Приd_n= 25 мм. имеем установку подшипников «в распор», так какl= 95 мм, что меньшеl_max= 8 · 25 = 200 мм. назначаем подшипники серии 46205, имеющийD= 52 мм, α = 26˚,Y= 0,87; е = 0,68; С = 9,24 кН; С₀= 8,5 кН.

4. Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок согласно схеме на рис.10

Индекс Iприсваиваем подшипнику С.

S_I= е ·F_rI= 0,68 · 482 = 330 Н;

S_II= е ·F_rII= 0,68 · 462 = 315 Н.

Находим значения осевых нагрузок.

∑S=S_I-S_II+F_ar= 330 – 315 + 161 = 178 > 0

Тогда

F_aI=S_I= 0,33 кН;

F_aII=S_I +F_a2= 0,33 + 0,161 = 0,491 кН.

5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку F_э:

F_э=F_э.ном· К_h;

где:

K_h– коэффициент долговечности.

K_h= 0,53;

F_э.ном= (Х ·V·F_r+Y·F_a) · К_δ· Х_t;

где:

V– кинематический коэффициент,V= 1

К_δ– коэффициент безопасности, К_δ= 1,4.

Х_t– температурный коэффициент, Х_t= 1 приt< 100C˚

Y,X– коэффициенты осевой и радиальной нагрузки

Для подшипника I: == е = 0,68; Тогда Х₁= 1;Y₁= 0.

Для подшипника II:=> е = 0,68; Тогда Х = 0,41;Y= 0,87.

Таким образом:

F_{э.ном I}= (1 · 1 · 0,482 + 0) · 1,4 · 1 = 0,675 кН;

F_{э.ном II}= (0,41 · 1 · 0,462 + 0,87 · 0,491) · 1,4· 1 = 0,863 кН;

F_э=F_{э.ном II}· К_h= 0,863 · 0,74 = 0,638 кН;

Расчетная долговечность назначенного подшипника в опоре D:

L_h= 1 · 0,7 _· 117000 ч > [L_h] = 10000 ч, что указывает на излишний запас по долговечности.

Расчет шпонок.

Расчет шпонок ведется по условию прочности [3. с. 88]

(1)

(2)

У стандартных шпонок размеры b и h подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому при расчетах обычно используют только формулу (1)

где: Т – крутящий момент на валу;

h– высота шпонки

l_p– рабочая длина шпонки,l_p=l–b,

где: l– полная длина шпонки, которая выбирается по табл. 4.1 [2, с 70], в зависимости от диаметра вала.

Для шпонки под муфту: d= 22 мм; Т = Т₂ =25,56 Н·м.

Определяем рабочую длину шпонки:

;

где:

t₁– заглубление шпонки на вал,t₁= 4 мм.

h= 7 мм;

b= 8 мм.

[σ_см] – допускаемые напряжения

[σ_см] =;

где: σ_Т– предел текучести,σ_Т для Сталь 45 = 350 МПа; [S] = 3,5

Тогда [σ_см] =МПа;

мм.

согласуя полученное значение l_p с ГОСТ 23360 – 78, принимаем:

l_p = 22 мм;l=l_р+b= 22 + 8 = 30 мм.

МПа < [σ_см] = 100 МПа.

Для шпонки под колесом: d= 28 мм; Т = Т₂ = 25,56 Н·м;b= 8 мм;h= 7 мм;t₁= 4 мм.

Тогда:

мм.

Принимаем l_p =10 мм, тогдаl=l_р+b= 10 + 8 = 18 мм.

;

Для шпонки под ведомую звездочку: d= 16 мм; Т = Т₁= 10,65 Н·м;b= 5 мм;h= 5 мм;t₁= 3 мм.

мм.

Принимаем l_p= 17 мм, тогдаl= 17 + 5 = 22 мм.

.