Диаметр окружности впадин зубьев находим по формуле

d_f = d -2.5m_n = 163 – 2.5*1.5=159.25мм. (2.35)

2) Определяем длины участков входного вала.

Зазор между колесом и внутренней стенкой корпуса по таблице 10.4(1):

(2.36)

где - толщина стенки основания корпуса, находится по формуле:

(2.37)

Принимаем , подставляя в (2.36)

Принимаем

Рассчитываем размер гнезда подшипника

, (2.38)

где к₁ – ширина фланца разъема корпуса, находится по формуле

(2.39)

где d'₂ –диаметр стяжных болтов, находим по формуле:

(2.40)

где d'₁ –диаметр фундаментных болтов, определяется по формуле:

(2.41)

Принимаем болты М16, значение подставляем в формулу (2.40):

По ГОСТ 7808 – 76 принимаем болты М12, при этом:

,

L = 6,5 + 36 + 3 = 45,5 мм.

Принимаем накладные крышки гнезд подшипников. Толщина фланца крышки h₁ =12мм. Толщина прокладок Между торцом муфты и крышкой подшипника оставляем зазор h = 8мм. Длина L₂ шейки вала с номинальным диаметром d = 35мм, отодвигая подшипник от стенки на :

(2.42)

Длину вала L₁ с d = 32мм принимаем равной длине ступицы муфты:

= 138 – 80 – 3 = 55мм (2.43)

Длину участка d₄ определяем из чертежа. Правый подшипник входного вала по условиям унификации принимаем таким же как и левый, и устанавливаем симметрично

относительно шестерни.

3) Конструируем выходной вал с опорами и колесом.

Ранее найден диаметр d₇ = 67мм. По расчетам приведенным ниже, принята зубчатая

муфта d₅ = 45мм. Учитывая фаску в отверстии муфты 1,5мм, принимаем диаметр вала

под уплотнение и подшипник d₆ =65мм.

Правый и левый подшипники принимаем одинаковыми. Намечаем шарикоподшипники

средней узкой серии № 313: d = 65мм, D = 140мм, В = 33мм. По таблице 8.3 (1) d₈ = 74мм.

Расстояние между подшипниками в средней опоре ₃=5мм и зависит от способа крепления подшипников на валах. Ширину буртика диаметром d₈ принимаем . Длина шейки d₇ определяется длиной l ступицы колеса. Учитывая рекомендации, назначаем l = b₂ = 102мм, где b₂ – ширина колеса. Причем отношение находится в рекомендуемых пределах. Центровка колеса на валу обеспечивается прессовой посадкой и прижимом ступицы к буртику вала при запрессовке.

Размер l проверяем по условию передачи крутящего момента.

Назначаем посадку и проверяем возможность передачи момента только за счет по

садки. По таблице 3.7 (4) минимальный натяг посадки = 31мкм.

Давление на поверхность посадки определяем по формуле:

(2.44)

где С₁=0.7;

;

u = 1.2(R_Z1 – R_Z2) = 1.2(6+10) = 19мкм;

(2.45)

Тогда подставляя в 2.44:

Крутящий момент, который может передать посадка,

Запас сцепления:

(2.46)

Усиливаем прессовое соединение шпонкой. По таблице 2.29(1) выбираем шпонку

b = 16мм, h = 10мм. Рабочая длина шпонки:

, (2.47)

где принято [s_см] = 1500 кг/см² с учетом прессовой посадки. Учитывая закругления

концов шпонки, получаем:

l = l_p + b = 28.42 + 16 = 44.42мм (2.48)

По таблице 2.29(1) назначаем l = 45мм. Отмечаем, что длина ступицы достаточна для

размещения шпонки, так как b₂ = 102мм.

Далее, по аналогии с входным валом определяем все недостающие размеры, учитывая,

что L = 45мм.

Принимаем d = 6.46 мм.

Δ ≥ 0,6d = 0,6 ∙ 6.46 = 3,88 мм

мм,

,

h₁ = 13мм, Δ₁ = 1,5мм, h = 8мм, Δ₂ = 4,5 мм

L₂ = L + Δ₁ + Δ + h₁ + h = 45.5 + 3.6 + 1.5 + 13 + 8 = 71.6

L₁ = L_1м – L_м – 3 = 115 – 55 – 3 = 57 мм.

 

4) Рассчитываем промежуточный вал

Ранее был найден диаметр под колесо d₁₀ = 33.7 мм, d₉ = 22 мм. Намечаем шарикоподшипник

средней узкой серии № 305: d=25 мм, D=62 мм, В = 17 мм.

Принимаем d₉ = 25 мм, d₁₀ = 30 мм. Диаметр d₁₁ принимаем равным диаметру вершин

второй ступени:

d₁₁ = d_a = d^w₁ + 2m_n = 155 + 2 ∙ 2.5 = 160 мм (2.49)

Так как размер L остаётся одинаковым, то размеры d, D, остаются теми же.

Длина размера посадки колеса d₁₀ принимаем b₂= 17мм. Рассчитываем размер l по условию передачи крутящего момента аналогично выходному валу.

Назначаем посадку .

d_р = 0,012мм, С₁ = 0,7, С₂ = 2,19.

(кг/м²)

Усиливаем шпонкой b = 12, h = 8

Назначаем l = l_p + b = 15,4 + 12 = 27.4 мм, принимаем l = 28 мм

Длина ступицы l = 32мм, что достаточно для размещения шпонки.

Таблица 2.4.1

Геометрические размеры зубчатой передачи

 

 

Ступень	Параметр
mn мм	Z1	Z2	d1 мм	d2 мм	мм	bw мм	град
	1.5
	2,5

 

 

 

Рисунок 2.3.1. - Эскизная компоновка редуктора

 

2.5 Проверочный расчет зубчатых передач

 

Проверочный расчет на усталость по наименьшим напряжениям для второй ступени.

Находим окружную скорость по формуле:

(2.34)

По таблице 8.2(2) назначаем 9-10 степень точности. По таблице 8.3(2) находим коэффициент динамической нагрузки . Ранее был найден . Находим коэффициент расчетной нагрузки:

= 1,09. 1,04 = 1,133 (2.35)

Принимая , находим контактные напряжения по формуле:

=

(2.36)

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба.

По графику рис.8.20(2) при значении коэффициента смешения Х = 0 находим значение коэффициента формы зуба:

для шестерни - Y_F1 = 3.70

для колеса - Y_F2 = 3.75.

Находим отношение :

;

.

Расчет выполняем по тому колесу пары у которого отношение меньшее. В нашем

случае расчет ведется по колесу. Находим по графику рис.8.15(2) коэффициент концентрации нагрузки . По таблице 8.3(2) находим коэффициент динамической нагрузки . Тогда коэффициент расчетной нагрузки:

(2.37)

Находим окружную силу по формуле:

(2.38)

Находим напряжения изгиба:

(2.39)

Выполняем проверочный расчет на заданную нагрузку (допускаемые напряжения). Определяем максимальные контактные напряжения и напряжения изгиба:

(2.40)

(2.41)

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям для первой ступени. Определяем окружную скорость:

(2.42)

 

 

По таблице 8.2(2) назначаем 8-ю степень точности. По таблице 8.3(2) находим коэффициент

динамической нагрузки К_нv = 1,05, по рис. 8.15 . Находим коэффициент расчетной

нагрузки по формуле (2.34):

По таблице 8.7 находим дополнительный коэффициент . Находим коэффициент

торцевого перекрытия:

(2.43)

Находится в рекомендуемых пределах .

Находим коэффициент повышения прочности косозубых передач:

(2.44)

.При находим контактное напряжение по формуле:

=

(2.45)

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Находим число зубьев эквивалентной прямозубой шестерни и колес:

(2.46)

(2.46`)

По графику рис. 8.20(2) при Х = 0 находим Y_F1 = 3.69, Y_F2 =3.74. Находим отношения [

Для шестерни:

Для колеса: .

Расчет выполняем по наименьшему значению, т.е. по колесу.

По таблице 8.7 (2) коэффициент не равномерности нагрузки . Коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности определяется по формуле:

(2.47)

Находим коэффициент повышения прочности:

(2.48)

По графику рис. 8.15(2) , по таблице 8.3 К_FV = 1.11, тогда коэффициент расчетной

нагрузки определяем как:

Находим окружную силу по формуле (2.38):

 

Находим напряжение изгиба по формуле:

(2.49)

Заносим геометрические параметры зубчатой передачи в таблицу 2.4.1

 

2.6 Расчет (выбор) подшипников и уплотнений

 

Проверяем подшипники предварительно назначенные в пункте 2.3.

1) Подшипники выходного вала.

Были назначены радиальные, однорядные, шарикоподшипники средней узкой серии №313 с параметрами: динамическая грузоподъемность С = 72400Н, статическая С₀ = 56700Н, L =20000ч, t < 100°C.

Находим реакции опор, для определения нагружения подшипника:

(2.50)

(2.51)

(2.52)

Знак ² - ² означает, что реакция В₂ направлена в противоположную сторону.

(2.53)

Для левой опоры:

(2.54)

Правая опора:

(2.55)

Правый подшипник нагружен больше, поэтому выполняем только его расчет.

Отношение , находим по таблице 16.5(2) значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок: x = 1, y = 0. По рекомендации к формуле 16.29(2) принимаем коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки К_б = 1.4, температурный коэффициент К_t =1, V коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается V = 1.

Находим постоянную радиальную нагрузку по формуле

(2.56)

По таблице 8.10(2) для 3 режима нагружения находим коэффициент К_не = 0,18. Находим эквивалентную долговечность по формуле:

(2.57)

 

Находим ресурс работы:

(2.58)

По таблице 16.3(2) находим значение коэффициента надежности а₁ = 1, обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а₂ = 0,8.

Динамическая грузоподъемность:

(2.59)

Условие С < С_г выполняется, но паспортное значение С превышает потребное С₀ на 30% < 60%, что допустимо.

 

 

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности:

x₀ = 0.6, y₀ = 0.5, тогда

(2.60)

Условие Р0 [С0 соблюдается.

 

2) Подшипники входного вала.

Проверку проводим аналогично проверке выходного вала.

Используется подшипник №307. Параметры: С = 26200 Н, С₀ = 17900Н, L = 20000 ч.

Реакции опор:

Для опоры А и В:

Правый подшипник нагружен больше.

V = 1, тогда:

При этом: x = 1, y = 0, K_б = 1,4, K_t = 1, K_не = 0,18.

а₁ = 1, а₂ = 0,8

Разница составляет 12%, что допустимо.

Находим при статической нагрузке: х_о = 0,6, у_о = 0,5

Условие Р0 [С0 соблюдается.

 

3) Подшипники промежуточного вала

Используется подшипник №305. Параметры: С = 17600 Н, С₀ =11600 Н, L=20000 ч.

Реакции опор А и В:

Н

Для опор А и В:

Левый подшипник нагружен больше.

Принимаем x = 1, y = 0, К_б = 1.4, К_t = 1, К_не = 0,18.

а₁ = 1, а₂ = 0,8

Разница составляет 57%, что допустимо

x₀ = 0.6, y₀ = 0.5

Условие Р0 [С0 соблюдается.

Значения расчета заносим в таблицу 2.6.1

 

Таблица 2.6.1

Паспортные и расчетные значения нагрузок подшипников

Подшипники	Параметр
Сг, Н	Сп, Н	С0, Н	Р0, Н
Входной вал №307
Промежуточный вал №305		7625,6
Выходной вал №313

 

 

2.7 Конструирование и проверочные расчеты валов на прочность, жесткость и колебания

 

1) Рассчитываем выходной вал.

Для выходного вала рассчитаны следующие величины: Т₃ =2800 Нм, n₃ = 31 об/мин,

b₂ = 102 мм, s_в=850 мПа, [t] = 18 мПа, s_т = 550 мПа.

Определяем силы в зацеплении.

Диаметр в месте посадки колеса d = 53 мм. Допускаемая радиальная нагрузка при использовании редуктора для общего назначения:

(2.61)

Определяем соответственно окружную, осевую и радиальную силы в зацеплении по формулам:

(2.62)

(2.63)

(2.64)

Из компоновочной схемы находим размеры пролетов: а = 66 мм, b = 70 мм, с = 131 мм. Вычерчиваем расчетную схему вала (рис. 2.1) с соответствующими размерами и строим эпюру от приложенных сил.

Определяем моменты сил по формулам.

Момент от радиальной силы:

(2.65)

 

 

 

Рисунок 2.7.1.-Эпюра нагрузки выходного вала

 

Моменты от окружной силы:

(2.66)

Моменты от силы муфты:

(2.67)

(2.68)

Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: 1-1 – ослабленное шпоночным пазом и сечение 2-2 – ослабленное галтелью.

Для 1-1 изгибающий момент:

(2.69)

Для 2-2 изгибающий момент М»F_м × с = 8242 × 0,131 =1080 Нм,

Крутящий момент Т₃ = 2800 Нм.

Больше напряженно второе сечение.

Расчет на прочность.

Предел выносливости.

= 0,4 × 850 = 340 МПа (2.70)

= 0,2 × 850 = 170 МПА (2.71)

Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений.

Напряжения изгиба:

(2.72)

Напряжение кручения:

(2.73)

 

Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости y_s = 0,15 и y_t = 0,1. Находим по таблице 15.1(2) эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении k_s = 1,62 и k_t = 1,3. По рис.15.5 (2) находим значения масштабного фактора k_d = 0.7, по рис.15.6 (2) находим фактор шероховатости k_F = 1. Находим запас сопротивления усталости по изгибу и кручению, по следующим формулам:

(2.74)

(2.75)

 

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле:

(2.76)

.

Расчет на жесткость.

 

По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под шестерней. Минимальный диаметр вала d = 45 мм.

 

Определяем момент инерции сечения по формуле:

(2.77)

Прогиб в вертикальной плоскости от силы F_r:

(2.78)

 

Прогиб в горизонтальной плоскости от силы F_t и F_м:

 

 

=

(2.79)

 

Суммарный прогиб:

(2.80)

 

Допускаемый прогиб [f]» 0,01m = 0,01 × 2 = 0,02<0.00486 мм.

Необходимое условие работы вала - f[[f] выполняется.

Расчет на критические колебания

(2.81)

Вал работает в до критической области.

 

2) Рассчитываем входной вал.

Расчет производим аналогично расчету выходного вала.

Параметры: Т₂ = 95 Нм, n₂ = 401 об/мин, d₂ = 163 мм, b₁ = 34 мм, s_в = 850 МПа, [t]=18МПа,s_т = 550МПа.

Определяем силы:

Размеры пролетов: а = 27мм, b = 32,5мм, с = 106,5мм, l = 59,5мм.

Определяем моменты сил (рис. 2.2):

 

Сечение 1-1.

Сечение 2-2.

Опасное сечение 2-2.

 

Расчет на прочность.

 

 

Рисунок 2.7.2.-Эпюра нагружения входного вала

Расчет на жесткость.

Е = 2,1 × 10⁵МПа, d = 32мм.

Прогиб в вертикальной плоскости:

Прогиб в горизонтальной плоскости:

Суммарный прогиб:

Допускаемый прогиб вала [f] = 0,015 мм.

Необходимое условие работы вала - f[[f] выполняется.

Расчет на критические колебания.

Вал работает в до критической области.

3) Рассчитываем промежуточный вал.

Параметры Т¢₂ = 332 Нм, d =25 мм, d¹₂ = 301 мм, d²₂ = 280 мм, s_в = 850 МПа, [t] = 18 МПа,

s_т = 550 МПа.

Силы определяем для двух сечений (рис. 2.3):

1-1:

2-2:

Размеры пролетов а = 35мм, b = 80мм, с = 55мм, l = 170мм.

Определяем моменты сил.

1-1:

2-2:

Суммарные моменты:

1-1:

,

 

2-2:

 

Опасным является сечение 1-1.

Расчет на прочность.

Расчет на жесткость.

Е = 2,1 × 10⁵МПа, d = 35мм.

 

 

 

Рисунок 2.7.3.-Эпюра нагружения промежуточного вала

 

Допускаемый прогиб [f] = 0,02 мм.

Необходимое условие работы вала - f[[f] выполняется.

Расчет на критические колебания.

Значения прогибов, запасов сопротивления усталости и критических скоростей заносим в таблицу 2.6.1

 

Таблица 2.7.1

Значения запасов сопротивления усталости, прогибов и критических скоростей.

 

Вал	Параметр
S	f, м	n, об/мин
Входной	4,95	3×10-4
Промежуточный	2,1	1,24×10-12	2,4×1014
Выходной		4,86×10-3	61728,4

 

 

2.8 Расчет и конструирование корпуса и крепежных деталей

 

Основные размеры редуктора рассчитаны в п.2.3. Рассчитываем дополнительные размеры корпуса по следующим формулам и зависимостям.

Высота ребра корпуса Н принимаем равной 5мм. Толщина стенки у основания ребер l = 5

мм, литейный уклон 2°.Диаметр стяжных болтов Принимаем d₃ = 12мм. Расстояние между стяжными болтами принимаем по таблице 10.4 (1) l₃ = 120мм.

Фланцы разъема корпуса:

Толщина: S = 1.5d₃ = 1.5×12=18мм

S₁ = 1.3d₃ = 1.3×12 = 15.6мм

Принимаем S₁ равным 16мм.

Ширина: k₁ = 3d₃ = 3×12 = 36мм

Фундаментные лапы:

Толщина:S₂ = 1.5d₃ = 1.5 × 12 = 18мм

Ширина: k₂ = 3d₃ = 3 × 12 = 36мм.

 

 

2.9 Тепловой расчет и смазка редуктора

 

По рекомендации главы 9(1) выбираем глубину погружения колеса второй ступени на две высоты зуба, но не менее 10мм: 2*2,25m_n = 2*2.25*2 = 9мм. (2.82)

Принимаем глубину 12мм с учетом ее уменьшения из-за разбрызгивания масла и прилипания его к стенкам корпуса и другим деталям.

Глубина погружения быстроходного колеса:

(2.83)

 

По значениям окружных скоростей колес (табл. 9.5(1)) находим соответствующую вязкость

масла: 180 сст. По таблице 9.1(1) выбираем по вязкости автотракторное масло АК-15.

 

Проводим тепловой расчет.

Находим тепловую мощность

(2.84)

где Р₁ = 3960 Вт – мощность на входном валу.

h = 0,975² – КПД зубчатой передачи.

Через стенки корпуса редуктора тепло передается в окружающую среду, тем самым происходит естественное охлаждение. Количество теплоты, отданной в секунду или мощность теплоотдачи:

(2.85)

где k – коэффициент теплоотдачи, принимаем k = 18 Вт/м² ×°С,

А – площадь поверхности охлаждения:

(2.86)

где S₁ = 0,920 × 0,250 = 0,23 м² – площадь поверхности днища, которая учитывается, т.к. редуктор свободно обдувается воздухом.

S₂ = 0,920 × 0,012 = 0,011 м² - площадь боковой стороны редуктора соприкасаемая с маслом.

S₃ = 0,250 × 0,012 = 0,003 м² – площадь торцевой стороны редуктора соприкасаемая с маслом.

S₄ = 0,005 × 0,3 × 2 = 0,003 м² – площадь ребер охлаждения.

Подставляем значения в формулу (2.86):

А = 0,23+0,011+0,003+0,003 = 0,247 м²

t₀ = 20°C – температура окружающего воздуха,

t₁ = 90°C – внутренняя температура редуктора или температура масла.

Подставляем значения в формулу 2.85:

Необходимое условие выполнено.

Естественного охлаждения достаточно.

Удаление масла производится через сливную масленую пробку М24х1,5 ГОСТ 9833-73.

Контроль уровня масла производим с помощь трубчатого масло указателя Н = 210мм.

 

 

3. Расчет клиноременной передачи

 

По графику рис.12.23 (2) выбираем сечение ремня. Рекомендуют сечение Б. По графику рис.12.26 (2), учитывая рекомендацию 12.31(2), принимаем d_р1= 250 мм и находим Р₀=4.5 кВт. Рассчитываем геометрические параметры передачи: d_р2= d_р1.i_рем=250.2.5=625 мм, по ряду Ra40 принимаем d_р2=630 мм. По рекомендации 12.29(2) предварительно принимаем а⁹= d_р2 =630мм. По формуле:

l=2.a+0.5(d₁+d₂)+(d₁-d₂)² (5.1)

находим: l=2.630+0.53.14(630+250)+(630-250)²=2699 мм.

По таблице 12.2 принимаем l=2700 мм.

По формуле:

, (5.2)

где l - длинна ремня,l=2700 мм,

d₁ и d₂ - диаметры соответствующих шкивов, d₁=630 мм и d₂=250 мм,

а - межосевое расстояние,

уточняем:

По формуле:

a=1808-57(d₂-d₁)/a=1808-57(630-250)/627=1448 (5.3)

вычисляем угол обхвата ремня малого шкива. Значение находится в допускаемых пределах [см.рекомендации.12.29(2)]

По формуле:

P_p=P₀.C_a.C_l.C_i/C_p, (5.4)

где С_a - коэффициент угла обхвата. Здесь С_a=0.87[см. стр.272(2)],

С_l - коэффициент длинны ремня, по рис.12.27(2) С_l=1.05,

C_i - коэффициент передаточного отношения, по рис.12.28(2) C_i=1.135,

C_p - коэффициент режима нагрузки, учитывая, что нагрузка с умеренными колебаниями, принимаем C_p=1.2,

определяем мощность Р_р передаваемую одним ремнем:

P_p=4,5.0.87.1.05.1.135/1.2=3.94 кВт

По формуле:

Z=P/P_p.C_z, (5.5)

где P - мощность на ведущем валу передачи,

C_z - коэффициент числа ремней, C_z=1, так как 1 ремень,

определяем число ремней. Z=4/3.94.1=1,условие z[6 выполняется.

По формуле:

F₀=0.85.P.C_P.C_l!(Z.y.C_a.C_i)+F_y, (5.6)

где F_y=r.A.y² - центробежная сила,

А - площадь сечения, А=138.10^-6 м²,

r=1250 кг/м³,

y - скорость ремня при расчетной частоте вращения:

y=P.d_p1.n₁/60=3.14.0.25.960/60=12.56 м/с,

F_y=1250.138.10^-6.12.5652.17 H,

находим предварительное натяжение ремня:

F₀=0.85.4.10³.1.2.1.05!(1.12.56.0.87.1.135)+2.17=348 H.

По формуле:

, (5.7)

сила, действующая на вал при b/2=(180-a)/2=(180-144)/2=18, в статическом состоянии передачи: F_r=2.348.cos1885662.4 H, при n5960 мин^-1

F_r=662.4-2.F_r.Z=662.4-2.2.7.1=656.64 H

В нашем случае влияние центробежных сил мало.

Ресурс наработки ремней находим по формуле:

T=T_cp.k₁.k₂, (5.8)

где k₁ - коэффициент режима нагрузки, k₁=1,

Т_ср - ресурс наработки для эксплуатации при среднем режиме нагрузки, Т_ср=2000ч.,

k₂ - коэффициент климатических условий, k₂=1.

Т= Т_ср=2000ч.

 

4. Подбор, проверка и эскизная компоновка муфты

 

Подбираем муфту для соединения вала редуктора с валом приводного конвейера. По техническим характеристикам требующим обеспечения муфтой передачи крутящего момента Т = 2800Н×м, частоты оборотов n = 31об/мин, перекос валов 0°30¢, радиальное смещение 0,18мм, выбираем зубчатую муфту М3 60 (рис.3.2) с параметрами:

Т = 2900Н×м;

с размерами: b = 20мм, z = 40, D₁ = 150мм, h = 7.5мм.

Муфта компенсирует все виды несоосности валов. Допускаемые муфтой смещения валов определяют из условия, чтобы углы между осью обоймы и осью одного или другого вала были не больше 0°30¢.

Коэффициент динамической нагрузки к = 1,7.

Проводим расчет прочности зубьев по формуле:

(3.2)

Принимаем [s_см] = 12... 15МПа

Условие работоспособности выполняются.([s_см]/ s_см)

 

 

 

Рисунок 3.1.-Эскиз зубчатой муфты

 

 

5. Расчет и проектирование узла исполнительного механизма (барабана)

 

Определяем размеры вала.

Диаметр выходного конца муфты d = 60мм, поэтому в этом месте принимаем вал такого же диаметра. Диаметр в месте посадки подшипников и уплотнений d = 65мм. Диаметр вала в месте посадки звёздочки принимаем d = 70мм. Барабан располагается симметрично относительно опор. В качестве опор принимаем самоустанавливающиеся сферические

 

подшипники № 1209, которые на валу закрепляются в осевом направлении. По рекомендации главы Vlll §9 (1) выбираем неразъемный корпус подшипника СИМ 100.

Выполняем проверочный расчет вала

Параметры: T = 2772 H × м, n = 31 об/мин, [t] = 18 Мпа, s_в = 850 Мпа,s_т = 550 Мпа.

Определяем силы (для звездочки F_a и F_v малы).

Размеры пролетов из чертежа: , с = 140мм.

 

Определяем моменты сил (рис. 4.1)

 

 

Сечение 1-1:

Сечение 2-2:

Опасное сечение 1-1.

Расчет на прочность.

 

 

 

Рисунок 5.1.-Эпюра нагружения рабочего органа(барабана)

 

 

Полученные значения находятся в рекомендуемых пределах.

 

Расчет на жесткость.

Необходимое условие работы вала - f[[f] выполняется.

Расчет на критические колебания.

Вал работает в до критической области.

 

 

Выполняем проверочный расчет подшипников.

Расчет выполняется аналогично расчетам подшипников редуктора.

Параметры выбранных подшипников №1209:

С_г = 17000 Н, С₀ = 9770 Н, L_n = 20000 ч.

Реакции опор (рис. 4.1):

Правый подшипни