2.6. Определение размеров стенки и толщины фланца.

Толщину стенки обычно принимают в зависимости от диаметра отверстия D под подшипник. При D=(80..120)мм, δ=(8..10)мм; Примем:

δ = 10мм;

Длина фланца:

l_ф ≥ 1.5 · B = 1,5 · 20 = 30мм;

Примем:

l_ф = 30мм;

Толщина фланца:

δ_ф = 1,5 · δ = 1,5 · 10 = 15 мм;

2.7. Определение размеров крышки узла подшипника.

d_кр =(8..10)мм;

Примем d_кр = 10 мм;

δ_кр = d_кр = 10 мм;

l_кр = d_кр · 2,2 = 10 · 2,2 = 22 мм;

2.8. Подбор шпонки для соединения вал-ступица.

Для соединения вал-ступица используется призматическая шпонка. Справочные данные шпонки для вала диаметром d_2к = 53 мм приведены в таблице 2.2.

Таблица 2.2.

Диаметр вала	Сечение шпонки		s	Глубина паза		Длина l
	b	h		вала t1	ступицы t2
50>>58	16	10	0.4...0.6	6	4.3	45..180

Определим длину шпонки: l = l_ступ –(5..10)мм;

l = 64 – 7 = 57 мм;

Примем длину шпонки 63 мм из стандартного ряда.

2.9. Подбор шпонки для соединения вал-муфта.

Справочные данные шпонки для вала диаметром d₂ = 45 мм приведены в таблице 2.3.

Таблица 2.3.

Диаметр вала	Сечение шпонки		s	Глубина паза		Длина l
	b	h		вала t1	ступицы t2
44>>50	14	9	0.4...0.6	5,5	3,8	36…160

Определим длину шпонки: l = l_м –(5..10)мм;

l = 81 – 7 = 74 мм;

Примем длину шпонки 80 мм из стандартного ряда.

2.10. Определение линейных размеров вала.

l₁ = l₂ = B/2 + A₁ + l_ступ/2 = 20/2 + 10 + 64/2 = 52 мм;

l₃ = (l_ф – B/2) +δ_кр + A₂ + l_м/2 = (30-20/2)+10+10+81/2 = 80,5;

2.11. Уточненный проверочный расчет вала.

Для изготовления вала выберем углеродистую сталь марки «Сталь 45» (σ_в = 560 МПа; σ_т = 280 МПа; σ_-1 = 250 МПа; τ_Т = 150 МПа; τ_-1 = 150 МПа; НВ = 200);

Из условия статического равновесия вала определим опорные реакции R_A и R_C.

ΣM_A = 0; -F_н · l₁ + R_C · (l₁+l₂) – F_м · (l₁+l₂+l₃) = 0;

-4739,3 · 52 + R_C · (52+52)-1895,7 · (52+52+80,5) = 0;

R_C = 5732,695 Н;

ΣM_C = 0; -R_A · (l₁+l₂) + F_н · l₂ – F_м · l₃ = 0;

-R_A · (52+52) + 4739,3 · 52 – 1895,7 · 80,5 = 0;

R_A = 902,305 Н;

ΣF_iу = 0; R_A – F_н + R_С – F_м = 0;

902,305 – 4739,3 + 5732,695 – 1895,7 = 0;

Определим величины вращающих моментов на сечениях вала:

T_кI = 0;

T_кII = 230 Н·м;

T_кIII = 230 Н·м;

Построим эпюру вращающих моментов.

Пользуясь методом сечений, определим значения моментов на первом участке:

M_zI = R_A · x_I; x_IЄ[0;52];

При x_I = 0, M_zI = 0;

При x_I = 52, M_zI = 902,305 · 52 = 46916,86 Н·мм = 46,919 Н·м;

Пользуясь методом сечений, определим значения моментов на втором участке:

M_zII = R_A · x_II –F_н · (x_II – l₁); x_IIЄ[52; 104];

При x_II = 52, M_zII = 902,305 · 52 – 4739,3 · (52 – 52)= 46,919 Н·м;

При x_II = 104, M_zII = 902,305 · 104 – 4739,3 · (104 – 52)= -152,604 Н·м;

Пользуясь методом сечений, определим значения моментов на третьем участке:

M_zIII = –F_м*x_III; x_IIIЄ[0;80,5];

При x_III = 0, M_zIII = 0;

При x_III = 80,5, M_zIII = -1895,7 · 80,5 = - 152,604 Н·м;

Построим эпюру изгибающих моментов.

Самым опасным сечением стержня, является сечение С-С.

2.12. Определение усталостной прочности опасного сечения.

Изгибающий момент в сечении С-С равен M = 152,604 Н·м;

Крутящий момент в сечении С-С равен Т_к = 230 Н·м;

Расчетное напряжение изгиба в сечении С-С равно:

σ_н = МПа;

Амплитуда цикла:

σ_a = σ_нmax = 12,21 МПа;

Среднее напряжение при изгибе:

σ_m = 0;

Расчетное напряжение кручения в сечении С-С:

τ_кmax = МПа;

Амплитуда цикла:

τ_a = 0.5 τ_кmax = 0.5·9,2 = 5,6 МПа;

Среднее напряжение при кручении:

τ_m = τ_a = 5,6 МПа;

Для установки внутреннего кольца подшипника на вал по посадке r6 отношение:

К_σ/ε_σ=2,75; К_τ/ε_τ=2,05;

Значение коэффициентов, учитывающих чистоту обработки поверхности вала при шлифовании:

β_σ = β_τ =1;

Значение коэффициента чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений:

ψ_σ =0,05 ; ψ_τ =0;

Коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Расчетный коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечении С-С:

Т.о. в наиболее опасном сечении стержня усталостная прочность обеспечена.