Файл: Eroshkin_Detali_Mashin_Full_LAST_1.docx

Прогиб в вертикальной плоскости от силы F_r:

= ; (4.41)

= = 0,581 ⋅ мм.

Прогиб в вертикальной плоскости от силы F_r:

= ; (4.42)

= = 8,45 ⋅ мм.

Формулы для определения прогибов для различных сечений и способов нагружения вала.

Момент M_a прогиб в сечении под колесом не создает.

Суммарный максимально возможный прогиб

= + ; (4.43)

= + 8,45 ⋅ = 10,14 ⋅ мм.

Допускаемый прогиб можно ориентировочно определить по формуле:

= 0,01 ⋅ m; (4.44)

= 0,01 ⋅ 2,75 = 0,0275 мм.

Так как y = 0,01014 мм ≤ [y] = 0,0275 мм, жесткость вала обеспечена.

5 Выбор и расчет подшипников привода

По диаметрам валов выбираем подшипники качения:

- для всех валов редуктора - шариковые радиальные ГОСТ 831-75.

- для приводного вала – шариковые сферические двухрядные ГОСТ 28428-90 для компенсации несоосносности и перекоса валов.

Выбранные подшипники и их основные параметры сносим в таблицу 2.

Таблица 2 – Подшипники качения

Произведём проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъёмности.

Исходные данные: диаметр в месте посадки подшипников d =50 мм, n = 732,5 мин^-1. Ресурс L_h = 2490 ч. [1, табл.16.3], С = 32000 Н, С_о=17800 Н.

Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала

Суммарные реакции:

= (5.1)

= (5.2)

За радиальные нагрузки принимаем .

Условие подбора подшипника по динамической грузоподъёмности:

≤ С (5.3)

где – действительная динамическая грузоподъёмность;

С - паспортная грузоподъёмность .

Действительная статическая грузоподъёмность находиться по формуле:

(5.4)

где p – показатель степени зависящий от типа тел качения (для шариковых p=3) ;

L – ресурс подшипника , млн.оборотов ;

– эквивалентная динамическая нагрузка ;

- коэффициент условий работы (при спокойной нагрузке =1) ;

- коэффициент, зависящий от вероятности выхода подшипника из строя.

Коэффициент выбирается по таблице в зависимости от типа подшипника и условий эксплуатации (для шарикоподшипников (кроме сферических) ) .

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:

(5.5)

где – коэффициент радиальной силы;

– коэффициент осевой силы;

– коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается относительно внешней нагрузки (при вращении внутреннего кольца );

- радиальная сила;

- осевая сила;

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки(при спокойной нагрузке =1) ;

– температурный коэффициент(для стали при t до ).

Рассчитаем ресурс подшипника по формуле:

10^-6, (5.6)

где – частота вращения вала;

– срок службы механизма в часах;

10^-6

Рассчитываем действительную статическую грузоподъёмность:

Сравниваем с паспортной грузоподъёмностью:

20805Н < 32000 Н

Условие выполняется.

Условие проверки и подбора подшипников по статической грузоподъёмности:

P₀≤ С₀ (5.7)

где P₀– эквивалентная статическая нагрузка;

С₀- статическая грузоподъёмность.

Эквивалентная статическая нагрузка P₀ рассчитывается по формуле:

(5.8)

где X₀ и – коэффициенты радиальной и осевой сил;

и - радиальная и осевая силы.

Коэффициенты радиальной и осевой сил находятся по таблице в зависимости от типа подшипника: для радиально-упорных шарикоподшипников X₀=0,5 ,

Н

2171 Н < 17800 Н

Условие выполняется.

Вывод: подшипник удовлетворяет исходным данным.

6 Выбор и расчёт соединений «вал-ступица»

Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину шпонок находим из условия смятия:

(6.1)

где Т – передаваемый момент, Нм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм; [_см] – допускаемое напряжение смятия, МПа; при стальной ступице и спокойной нагрузке [_см]=120 МПа; l_р – рабочая длина шпонки, мм; при скругленных концах l_р=l-b; l – длина шпонки, мм

_(6.2)

b – ширина шпонки, мм.

Шпоночное соединение для тихоходного вала:

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

Шпоночное соединение для промежуточного вала:

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

Шпоночное соединение для быстроходного вала:

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу}:

Шпоночное соединение для приводного вала:

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

7 Выбор соединительных муфт

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применяем жестко-компенсирующую (зубчатую) муфту МЗ-4000-25-У3 ГОСТ 50895-96. Жестко-компенсирующую (зубчатую) муфту применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов. Муфты зубчатые по МЗ-4000-25-У3 ГОСТ 50895-96 изготавливают для диаметров валов от 40 до 200мм. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой нагрузочной способностью