Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

7.         Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = =  = 11,5 мм

Принимаем: d_вых = d_эл.дв. = 22 мм, под подшипники – Ø25 мм. Вал изготовлен заодно с шестерней Z₁.

Усилие от муфты: F_M = 125 = 125 = 345 H

F_t1 = 579 H, F_r1 = 211 H, a = 40 мм, b = 115 мм, с = 80 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Bx(a + b) – F_t1a = 0; R_Bx = F_t1a / (a + b) = 579 · 0,04 / 0,155 = 149 H

R_Ax = F_t1 – R_Bx = 579 – 149 = 430 H

M_x = R_Axa = 430 · 0,04 = 17,2 H · м

R_By = F_r1a / (a + b) = 211 · 0,04 / 0,155 = 55 H

R_Ay = F_r1 – R_By = 211 – 55 = 156 H

M_y = R_Byb = 55 · 0,115 = 6 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M(a + b + c) – R_AFм(a + b) = 0;

R_AFм = F_M(a + b + c) / (a + b) = 345 · 0,235 / 0,155 = 523 H

R_BFм = R_AFм - F_M = 523 – 345 = 178 H

М_ХFм = R_BFм b = 178 · 0,115 = 20,5 Н · м

М_АFм = F_M с = 345 · 0,08 = 27,6 Н · м

R_A =  =  = 457 H

R_B =  =  = 159 H

Для расчета подшипников:

R_A' = R_A + R_AFм = 457 + 523 = 980 H

R_B' = R_B + R_BFм = 159 + 178 = 337 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана нарезкой зубьев.

М_I-I =  =  = 38,2 Н · м

Определим диаметр вала в опасном сечении при совместном действии изгиба и кручения:

М_пр =  = = 38,8 Н · м

d_I-I =  =  = 18,6 мм < d_t1 = 23,13 мм

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №205,

С = 14 кН, С₀ = 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15

Q_A = R_A' K_δK_T = 980 · 1,3 · 1 = 1274 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_A)^m (10⁶ / 60n₁) = 0,8 · (14 / 1,27)³ · (10⁶ / 60 · 1410) = 1,3 · 10⁴ ч

1,3 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Так как L_h < [t] возьмем роликовые подшипники №2305; С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17,

тогда

L_h = 0,7 · (40,2 / 1,27)^3,3 · (10⁶ / 60 · 1410) = 7,3 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

8.         Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные:

F_t2 = 579 H, F_r2 = 211 H, k = 43 мм, d = 60 мм, l = 54 мм, F_t3 = 1959 H, F_r3 = 713 H.

R_Сx(l + d + k) – F_t3(k + d) - F_t2k = 0;

R_Cx = (F_t3(k + d) + F_t2k) / (l + d + k) = (1959 · 0,103+ 579 · 0,043)/ 0,157 = 1444 H

R_Dx = F_t3 + F_t2 – R_Cx = 1959 + 579 – 1444 = 1094 H

R_Cy = (F_r3(k + d) - F_r2k) / (l + d + k) = (713 · 0,103- 211 · 0,043)/ 0,157 = 410 H

R_Dy = F_r3 - F_r2 – R_Cy = 713 - 211 – 410 = 92 H

M_x = R_Cxl = 1444 · 0,054 = 78 H · м; M'_x = R_Dxk = 1094 · 0,043 = 47 H · м

M_y = R_Cyl = 410 · 0,054 = 22 H · м; M'_y = R_Dyk = 92 · 0,043 = 4 H · м

M_I-I =  =  = 81 H · м

R_C =  =  = 1501 H

R_D =  =  = 1098 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана нарезкой зубьев. Определим диаметр вала в сечении I – I по совместному действию изгиба и кручения:

М_пр =  = = 87,5 Н · м

d_I-I =  =  = 24,4 мм < d_t3 = 35,25 мм

Прочность вала обеспечена.

Вал изготовлен заодно с шестерней z₃. Принято: под колесом z₂ – Ø30 мм, под подшипниками – Ø25 мм. Выбор типа подшипника. Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №205,

С = 14 кН, С₀ = 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15

Q_С = R_С K_δK_T = 1501 · 1,3 · 1 = 1951 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_С)^m (10⁶ / 60n₂) = 0,8 · (14 / 1,95)³ · (10⁶ / 60 · 270) = 1,8 · 10⁴ ч

1,8 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Так как L_h < [t] возьмем роликовые подшипники №2305;

 С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17, тогда:

L_h = 0,7 · (40,2 / 1,95)^3,3 · (10⁶ / 60 · 270) = 9,3 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

9.         Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием меньшего зубчатого колеса в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл. 11.1 [2]:

V₁ = 2,8 м/с – V_40° = 28 мм²/с

V₂ = 0,8 м/с – V_40° = 34 мм²/с

V_40°ср = 31 мм²/с

По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_40°C = 29-35 мм²/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σ_см = 2Т / d(l – b)(h – t₁) < [σ]_см = 120 МПа

Ведущий вал Ø22 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t₁ = 3,5 мм.

σ_см = 2 · 7,6 · 10³ / 22 · (40 – 6)(6 – 3,5) = 8,12 МПа < [σ]_см

Промежуточный вал Ø30 мм, шпонка 8 × 7 × 36, t₁ = 4 мм.

σ_см = 2 · 38,2 · 10³ / 30 · (36 – 8)(7 – 4) = 23 МПа < [σ]_см

Ведомый вал Ø36 мм, шпонка 10 × 8 × 45, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 148,5 · 10³ / 36 · (45 – 10)(8 – 5) = 80,8 МПа < [σ]_см

 

Ведомый вал Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 50, t₁ = 5,5 мм.

σ_см = 2 · 148,5 · 10³ / 45 · (50 – 14)(9 – 5,5) = 52,8 МПа < [σ]_см

11. Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.

Диаметры концов валов: Ø22 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 63-22-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[T] = 63 Н · м, D × L = 100 × 104.

В нашем случае: Т₁ = 7,6 Н · м

Муфта, соединяющая ведомый вал с валом барабана.

Диаметры концов валов: Ø36 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 250-36-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[T] = 250 Н · м, D × L = 140 × 165.

В нашем случае: Т₃ = 148,5 Н · м

Запас у муфт большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.

Список использованной литературы

1.         С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, "Машиностроение", 1988 г.

2.         П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

3.         М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

4.         А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, "Янтарный сказ", 2002 г.