ролика, на бігову доріжку внутрішнього кільця підшипника, прикладена в геометричному центрі конічного ролика.
Будемо вважати, що геометричний центр ролика визначається в осьовому напрямку розміром С/2 і лежить на колі діаметром d ср === 65 (мм).
В якості прототипу був узятий креслення тихохідного валу мотор-редуктора МЦ-80 (Лист 38) з каталогу [3].
Формування розрахункової схеми тихохідного валу показано на Малюнку 16.
При установці радіально-наполегливих конічних підшипників враспор спостерігається зсув опор на розрахунковій схемі всередину щодо тіл кочення на величину 1. p> Визначимо S - зміщення опори щодо середини зовнішнього кільця підшипника:
S === В· tg12 Лљ = 6,91 (мм).
Визначимо L = 2 T + t k + a + b , - відстань між зовнішніми торцями підшипників,
де T - габаритна ширина підшипника;
t k - ширина вінця зубчастого колеса;
a - ширина наполегливої вЂ‹вЂ‹буртика;
b - розмір ступінчастою частини колеса.
В
Формування розрахункової схеми вала.
Розміри a і b отримані масштабуванням складального креслення мотор-редуктора МЦ-80 - [3] і виходячи з рекомендацій з вибору даних розмірів.
a = 6 , b = 8
Тоді отримаємо:
L = 2.25, 25 +25 +6 +8 = 89,5 (мм).
Визначимо розрахункову довжину валу l рас за формулою:
l рас = L -2 В· (+1) = 89,5-2 В· () = 67,5 (мм);
де с - ширина зовнішнього кільця підшипника.
Знайдемо довжину l k 2 , яка визначає положення серединної площини колеса:
l k 2 = ( Т + t k /2) - (+1) = (25,25 +25/2) - () = 26,75 (мм).
Знаючи l k 2 , визначимо розмір l k 1 : (Мм). br/>
Розрахунок вала на статичну міцність
Замінимо шарнірні опори силами реакції, а сили, що діють в зубчастому зачепленні, приведемо до осі валу:
(Н В· м);
Розкладемо реакції опор R a і R c на складові по осях, і знайдемо їх.
1. Складові по осі X:
x a = ( Н;
ОЈM a y =
x c = ( Н;
2. Складові по осі Y:
Н;
Н;
3. Складові по осі Z:
ОЈ F z = F a - z c = 0; z c = F a = 805,87 Н.
Допущення:
1) пренебрежем впливом на міцність дотичних напружень від поперечної сили.
2) не враховуємо циклічний характер навантаження вала, а також вплив на міцність конструктивних (концентрація напруги) і технологічних факторів.
Розрахункова схема вала показано на малюнку 17.
За епюрах внутрішніх силових факторів видно, що небезпечним перетином є перетин B (під серединної площиною колеса (Ліворуч)). p> У точці Е реалізується плоске спрощене напружений стан. Для визначення еквівалентного напруги в точці Е скористаємося третьої теорією міцності.
Запишемо умова міцності:
Пѓ Е екв = [ Пѓ ] , для сталі 40Х < b> [ Пѓ ] = 80 МПа; (*)
. p> Для нашого випадку скористаємося приватної формулою для визначення
Пѓ екв : Пѓ Е екв = .
Підставами дане вираз для Пѓ Е екв в умову міцності і висловимо параметр d :
≤ [ σ ];
d ≥ ;
[ d ] === 3,07 В· 10 -2 (м) = 30,7 (мм).
За ГОСТ 6636-69 В«Нормальні лінійні розміриВ» вибираємо розмір [ d ] ГОСТ = 31 мм. p> Тоді d = max ( d кат ; [ d ] ГОСТ ) = max (0,044; 0,031) = 0,044 (м) = 44 (мм).
Проектувальний розрахунок шпоночно з'єднання
Таблиця 7. Розміри шпонки по ГОСТ 23360-78 . tabletable border=1 cellspacing=0 cellpadding=0>
Діаметр валу d , мм
Ширина шпонки b , мм
Ви...
