3.1 Расчётная схема. Исходные данные

Расчетная схема представлена на рис. 5.2.

Исходные данные:

силы реакции опор

R_A= = 3348,4 Н;

R_В== 4628 Н;

внешняя осевая сила F_a= 499 Н;

частота вращения вала n₂= 25 об/мин;

нагрузка спокойная, переменная, реверсивная, с умеренными толчками;

ресурс работы t=L_h= 30 000 часов;

подшипники роликовые конические однорядные легкой серии 7215 со следующими параметрами (выбраны по таблице 40 [Р.10]):

d= 75 мм,D= 130 мм, Т = 27,25 мм;

[С_r] = 107 кН - динамическая грузоподъемность;

[С₀] = 84 кН - базовая статическая грузоподъемность;

Y= 1,55 – коэффициент восприятия осевой нагрузки;

e = 0,39 – коэффициент осевого нагружения.

3.2 Проверочный расчёт подшипника по динамической

грузоподъемности

Расчёт производится для наиболее нагруженной опоры R_в = 4628 Н.

Определяем осевые соотношения R_sот радиальных сил нагружения и суммируем с внешней осевой силойF_a.

R_S = 0,83 eR_B = 0,83·0,39·4628 = 1498,1 H;

R_a = R_s + F_a2 = 1498,1 + 1767 = 3265,1 H.

Для нормальной работы роликового конического подшипника необходимо, чтобы в опоре осевая сила, нагружающая подшипник, была не меньше осевой составляющей от действия радиальных нагрузок.

R_a ≥R_S,R_a= 3265,1 >R_S= 1498,1 Н.

Вычисляем эквивалентную нагрузку

R_E= (V·X·R_B+Y·R_a)·K_σ·K_T= (1·0,4·4628+ 1,55·3265,1)·1,4·1,0 ≈ 9677 Н.

Здесь: Х = 0,4, так как отношение

R_a/VR_B= 3265,1/1·4628 = 0,7 > е = 0,39 (таблица 40 [Р.10]);

V= 1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника.

Расчетное значение динамической нагрузки:

С_{r тр}=R_{E кН.}

Так как действительная грузоподъемность С_r= 38,8 кН меньше допускаемой (табличной) [С_r] = 107 кН, то работоспособность принятых подшипников обеспечивается.

Определяем расчетную долговечность (ресурс) подшипника

L_h=a_23,

После подстановки значений:

L_h= 0,7 часов.

Роликовые конические подшипники легкой серии обеспечивают большую работоспособность заданной, так как

L_h= 1,3·10⁶>L_hТР= 30000 час

6 Расчет соединения вал-ступица выходного вала

На этапе эскизной компоновки было определено, что соединение зубчатого (конического, червячного) колеса с валом осуществляется с помощью шпонки, поэтому необходимо решить задачу выбора шпонки с такими параметрами, которые обеспечивали бы работоспособность шпоночного соединения.

В редукторах наиболее широкое применение находят призматические шпонки, как с округленными, так и с плоскими торцами. По условиям установки предпочтение отдают шпонкам со скругленными торцами. Боковые грани призматических шпонок являются рабочими. Ширину ви высотуhшпонки, а также глубину паза на валуt₁и в ступицеt₂выбирают стандартными в зависимости от диаметра вала под колесомd_кпо таблице 49 [Р. 10]. Расчетная (рабочая) длина шпонки ℓ_ропределяется расчетом по напряжению смятия [σ]_смили выбирается в зависимости от длины ступицы (ширины зубчатого колеса). Обычно полная стандартная длина шпонки ℓ на 5…8 мм меньше длины ступицы.

Для решения поставленной задачи изображается расчётная схема соединения, указываются исходные данные, производится выбор шпонки, расчёт соединения на смятие и срез шпонки.

6.1 Расчетная схема. Исходные данные

Расчетная схема шпоночного соединения представлена на рис. 6.1.

Рис. 6.1 Расчетная схема шпоночного соединения

Исходные данные:

Т₂ - вращающий момент на выходном валу, Н∙м;

d_к- диаметр участка вала для установки колеса, мм;

в₂ - ширина зубчатого колеса, мм;

материал ступицы (колеса).

6.2 Выбор и расчет основных параметров шпонки

Для передачи вращающего момента Т₂ от зубчатого колеса к выходному валу применяют, как правило, призматическую шпонку со скругленными торцами (рис. 6.2).

Рис. 6.2. Призматическая шпонка со скругленными торцами

По таблице 49 [Р. 10] для d_к находим:

в - ширину шпонки, мм;

h - высоту шпонки, мм;

t₁ - глубину паза на валу, мм;

t₂ - глубину паза в ступице, мм.

Определяем длину шпонки

ℓ = в₂ – (5…8) мм.

Из ряда стандартных длин (таблица 49 [Р. 10]) по величине ℓ выбираем стандартную длину шпонки. Расчетная длина шпонки определяется

ℓ_р = ℓ - в.