Расчет валов (стр. 5 из 6)

Тогда коэф. Запаса прочности равен

Диаметр вала оставляем =17 мм., не уменьшаем.

Для выходного вал

По диаметру вала выбирается призматическая шпонка вхh=6х6.

где d - диаметр вала в опасном сечении,мм;

Ь и t - размеры шпоночной канавки,мм.

МПа;

МПа;

Из табл. находятся

Тогда коэф. Запаса прочности равен

Так как запас прочности больше трех, можно диаметр вала уменьшить до 15 мм., но диаметр вала уменьшать не будем, оставим под подшипник и тогда диаметр вала оставляем d = 20 мм.

По диаметру вала выбирается призматическая шпонка вхh=6х6.

Тогда коэф. Запаса прочности равен

Следовательно оставляем диаметр вала в опасном сечении d=20 мм.

Таблица 6

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов в месте шпоночной канавки при изгибе и кручении

Бв, МПа	Кб	К,
500	1.6	1.4
600	1.76	1.54
700	1.9	1.7
800	2.01	1.88
900	2.15	2.05
1000	2.26	2.22

Таблица 7

Значение коэффициентов влияния абсолютных размеров

Углеродистая сталь		Легированная сталь
Диаметр вала, мм	,
15	0.95	0.87	0.87
20	0.92	0.83	0.83
30	0.88	0.77	0.77
40	0.85	0.73	0.73
50	0.81	0.70	0.70
70	0.76	0.67	0.67
100	0.70	0.62	0.62

9. Подшипники качения

Предварительно выбираются шариковые радиально – упорные однорядные подшипники ТИП 36103 , особо легкая серия.

Подшипники качения это опоры, использующие в основе трение качение.

Любой подшипники качения состоит из наружной и внутренней обоймы, тел качения и сепараторов. Подшипники качения это группы деталей стандартизованные в мировом масштабе. Подшипники качения в зависимости от формы тел качения могут быть шариковыми и роликовыми. Основные достоинства подшипников тел качения: малый расход смазочных материалов, высокая несущая способность на единицу ширины, малые моменты трения, малое тепловыделение.

В соответствии с критериями работоспособности подшипники рассчитываются на усталостное выкрашевание.

, где L – число миллионов оборотов до появления признаков усталости; С- динамическая грузоподъемность – это такая нагрузка, которую выдерживает подшипник при млн. оборотов; Fпр –приведенная нагрузка учитывает Frи Fx.

Fпр=(хккFp+yFx)кбкт , где x,y- коэф. приведения соответственно радиальной и осевой нагрузки; кк =1,-коэф. кольца, учитывает вращение наружной обоймы; кб- коэф. безопасности, учитывает динамичность нагрузки; кт- температурный коэф., при Т<100 С равен 1.

При

подшипник рассчитывается только на радиальную нагрузку.

е=Fx/Co, Сo-статическая грузоподъемность.

При проектировании задача выбора подшипника сводится к расчету его долговечности.

, в часах.

Расчет подшипников

Для вала-шестерни.

Исходные данные: х=1,

, n=1415 об/мин, требуемая долговечность подшипников L10h=3000 ч.

Максимальные длительно действующие силы:

H,

Н, расчет ведется только для одной опоры Н.

Предварительно принимаемшариковые радиальные подшипники особо легкой серии 103.

Для этих подшипников из табл. находим, что Сr=5700 Н, С_Оr=4100 Н.

принимаемX =0,45, Y=1,33, е=0,41.

Принимаем

=1 температураработы подшипника меньше 100°С.

Кк =1,

, .

Н.

Для более нагруженной опоры.

млн. об.

часов.

Т.к. базовая долговечность больше требуемой, то подшипник пригоден. Выбираются шариковые радиально - упорный однорядные подшипники ГОСТ 8338-75 особо легкой серии.

d,мм	D,мм	В,мм	С,кН	Со,кН
17	35	10	5,71	3,58

Для отдельного вала.

Исходные данные: х=0,45,

, n=429,75 об/мин, требуемая долговечность подшипников L10h=3000 ч.

Максимальные длительно действующие силы:

Н, Н.

Предварительно принимаемшариковые радиальные подшипники легкой серии 204.

Для этих подшипников из табл. находим, что Сr=5700 Н, С_Оr=4100 Н.

принимаемX =1, Y=0.

Принимаем

=1 температураработы подшипника меньше 100°С.

Кк =1.

Н.

млн. об. часов.