4. Предварительный расчет ведомого вала

Диаметр выходного конца ведомого вала при допускаемом напряжение [_к] = 25 МПа

.

Принимаем большее ближайшее значение из стандартного ряда d_в2= 45 мм.

Диаметр вала под подшипником принимаем d_п2 = 50 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 55 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений при компоновке узла.

5. Конструктивные размеры колеса

Колесо кованое (рис. 3.4): d₂ = 300 мм; d_a2 = 304 мм; d_f2 = 295 мм; b₂=60мм.

Диаметр ступицы d_ст=1,6d_к2=1,655=88 мм; принимаем d_ст = 90 мм; длина ступицы l_ст = (1,2…1,5)  d_k2 = (1,2…1,5)  55 = 66…85,5 мм, принимаем l_ст = 70 мм. Толщина обода δ_о = (2,5…4)  m_n=(2,5…4)  2 = 5÷8 мм, принимаем δ_о= 8 мм.

Толщина диска С = 0,3  b₂ = 0,3  60 = 18 мм, принимаем С = 20 мм.

6. Компоновка сборочного уза выходного вала с зубчатым колесом

Компоновочный чертеж выходного вала в сборе выполняем в одной проекции в масштабе 1:1 на листе формата 3А (420х297) или 2А (420х554).

Вычерчиваем упрощенно ведомый вал в соединении с зубчатым колесом. По диаметру вала под колесом (d_к2=55 мм) по табл. 4.21 подбираем шпонку 16х10 мм, а длину l_ш = l_ш − 5 . . . 10 мм = 70−10 = 60 мм. От торца ступицы колеса на расстоянии А₁=1,2 = 1,2 ·8 ≈ 10 мм (δ = 8 мм толщина корпуса редуктора) устанавливаем на вал мазутоудерживающие кольца (при v < 2,5 м/c) толщина которых y= 8 . . . 12 мм. Затем вырисовываем шарикоподшипники легкой серии подобранные по диаметру вала вместе посадки подшипников d_п2=50 мм. Подшипник №210т d_п2=50 мм; D=90 мм; В = 20 мм; грузоподъемность С = 35,1 кН; С_о = 19,8 кН. Глубина гнезда подшипника l_г = K₂+ = 39+8 = 47 мм, (где K₂ = K_п ). Толщина фланца крышки подшипника  = 12 мм. Диаметр фланца крышки D_к = D + 4d₃ = 90 + 4·10 = 130 мм (d₃ − диаметр болта крепящего крышку подшипника к корпусу d₃ ≈ 8…10 мм). Высоту головки болта принимаем 0,7d₃ = 0,710 = 7 мм. Устанавливаем зазор между болтом и торцом муфты 8 . . . 10 мм. По величине крутящего момента = 1,3·430 = 560 Н·м и диаметру вала под муфту , по табл. 3.33 при d =45 мм выбираем муфту, у которой

[T] = 710 Нм, D = 190 мм, L = 226 мм, l = 110 мм.

Расстояние между подшипниками и условной точкой приложения усилий в зацеплении l₂ = 70 мм

7. Проверка долговечности подшипников. Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов

Ведомый вал (рис. 4.4). Из предыдущих расчетов имеем:

Из компоновки l₂ = 70 мм.

Опорные реакции – в плоскости XZ:

– в плоскости YZ:

Проверка:

Суммарные реакции

Проверяем подшипник на более нагруженной опоре 4. Шариковые радиальные подшипники 210 легкой серии (табл. 3.25): d = 50 мм, D = 90 мм, B = 20 мм, С = 35,1 кH, С₀ = 19,8 кH. Отношение этой величине (по табл. 3.26) соответствует е  0,23. Отношение X = 0,56; Y = 1,89.

Тогда

Расчетная долговечность, млн.об.,

,

расчетная долговечность, ч:

.

Ресурс подшипников очень большой, рационально поставить подшипники особо легкой серии 110: d = 50 мм; D = 80 мм; С = 21,6 кН, С₀=13,3 кН.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч, но не должен быть менее 10000 ч (номинально допустимая долговечность подшипника).

Следовательно, выбранные подшипники удовлетворяют этому условию.

Р ис. 4.4

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов, действующие на: ведомом валу: