Коефіцієнт обертання ). Температурний коефіцієнт при робочій температурі меншій , , коефіцієнт безпеки
9.1.4 Вибір підшипника та його характеристик.
В зв’язку з тим, що на вал діє осьова сила від відкритої прямозубої конічної передачі попередньо для посадочного діаметра вибрано радіально-осьовий підшипник 36215, для якого динамічна вантажопідйомність С=64300Н, статична вантажопідйомність 58300, зовнішній діаметр D=130мм, ширина підшипника
9.1.5 Розрахунок підшипника.
, або
Довговічність підшипника.
9.1.5.1 Визначення функцій опорів відносно осьової сили.
Схема вала з позначенням сил згідно з їх функціями відносно осьової сили показана на рис. 9.1
рис 9.1
Відповідно до напряму дія осьової сили на вал (рис 8.1) опора В буде робочою. Робоча радіальна сила
Н. опора А – неробоча, неробоча радіальна сила
.
9.1.5.2 Попередній вибір коефіцієнта осьового навантаження.
9.1.5.6 Вибір коефіцієнтів радіального та осьового навантаження:
для неробочої опори
Для робочої опори
0,73 , тому
9.1.5.7 Розрахунок приведеної радіальної сили.
Для неробочої опори
(9.5)
Для робочої опори
(9.6)
5.1.5.8 Термін служби підшипника.
(9.7)
9.2 Конструювання елементів підшипникового вузла.
9.2.1 Розрахунок болтів для кріплення корпусів підшипників.
Внутрішній діаметр різьби
, (9.8)
де
, що діє на корпус від відкритої зубчастої передачі.
, (9.9)
де - радіальна та осьова сили в зачепленні.
останній точках контуру
=8032,37Н.
(9.10)
де – границя текучості матеріалу, з якого виготовлено болти.
= коефіцієнт запасу,
Для виготовлення болтів вибрана Сталь 35 з границею текучості
=320МПа
Вибрана різьба ( діаметром =М20 (внутрішній діаметр =17,294 .
9.2.2 Конструювання корпуса підшипника
Вибір болтів для кріплення кришок до корпуса . При номінальному діаметрі D=130 мм вибрано шість болтів М12.
Висота лап h=(0,35...0,15)D=0,31D 0,31 130=40,3, прийнято h=40 мм (9.11)
Діаметр отворів в лапах =(0,25...0,15)D=0,23D=0,23 130=29,9 мм, (9.12) прийнято ближче більше до діаметра різьби DМ=20 мм =22 мм. (9.13)
Зовнішній діаметр кришки Dф=D+4 =130+4 12= 178 мм (9.14) Діаметр кола отворів для кріплення кришок
DБ=0,5(DФ+D)=0,5(178+130)=154 мм (9.15)
Довжина лап L= =178+4 22=266 мм (9.16)
Відстань між отворами для ботів = + =178+2 22=222 мм (9.17)
9.2.3 Вибір типу та розмірів ущільнень
Вибрано ущільнення за допомогою гумових манжет, розмір сторони перерізу манжети =12 мм при діаметрах валів від =70 мм до =84 мм.
Конструювання кришок корпусів підшипників
Товщина фланця bФ=(0,15...0,05)D=0,13D=0,13 130=16,9 мм, (9.18)
прийнято bФ =17 мм
Висота центрувального буртика bБ = = 7,5 мм (9.19)
Найменша товщина кришки t=2...4 мм, прийнято t=3 мм.
Найменша відстань між елементами кришки та підшипником =2...4мм, прийнято =3 мм.
Товщина центрувального буртика приймається в діапазоні 2... 10 мм, прийнято -
5 мм.
Діаметр отворів в фланцях більший на 1...3 мм від різьби болтів для кріплення кришок , прийнято діаметр отворів 14 мм.
Ширина контактної поверхні кришки =t+ =3+12=15 мм.
Загальна товщина кришки bк = =15+3=І8 мм.
9.2.4Конструювання кінцевої шайби
Діаметр шайби Dк=1,25 =1,25 65=81,3 мм, прийнято Dк=82 мм (9.20) Діаметр болта для кріплення шайби =7,99 мм, прийнята ближча метрична різьба М8 (9.21) Діаметр штифта =0,6 0,6 8=4,8 мм, прийнято =5 мм (9.22)
Товщина шайби мм, прийнято =6мм (9.23)
9.3 Перевірочний розрахунок шпонкового з'єднання
Розміри перерізу шпонки для діаметра вала dв=65 мм: ширина шпонки =18мм, глибина врізання t=7 мм
Довжина шпонки за умовою зрізу (9.24)
де [ ] -допустимі напруження на зріз для шпонок; для шпонок загального
призначення [ ]=80 МПа
Довжина шпонки за умовою зминання (9.25)
де [ ] -допустимі напруження на зминання для шпонок; для шпонок загального
призначення [ ]=80 МПа
За результатами розрахунків прийнята довжина шпонки =65 мм.