3. Подбор подшипников для тихоходного вала

Силы в зацеплении:

На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия муфты и появления в связи с этим смещений:

Реакции в плоскости XOZ:

Реакции в плоскости YOZ:

Суммарные реакции:

Реакции опор, возникающие от консольной нагрузки:

Полные реакции:

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.

Выбор подшипника:

Выбирается подшипник шариковый однорядный легкой серии 212 по ГОСТ 8338-75.

Вычислим эквивалентные нагрузки:

Коэффициент осевого нагружения:

Отношение:

Принимаем:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90% по табл. 7.7.).

Расчетный ресурс больше требуемого (10000 часов), следовательно, подшипник 207 пригоден.

Подбор посадки подшипника:

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению.

По таблице 7.9 выбирается поле допуска H7.

4. Подбор подшипников для приводного вала

Силы в зацеплении:

На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия муфты и появления в связи с этим смещений:

Реакции в плоскости XOZ:

Реакции в плоскости YOZ:

Суммарные реакции:

Реакции опор, возникающие от консольной нагрузки:

Полные реакции:

Выбор подшипника:

Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный 1211 по ГОСТ 28428-90.

Вычислим эквивалентные нагрузки:

Минимально необходимые для нормальной работы осевые силы:

Коэффициент осевого нагружения:

Отношение:

Отношение:

Принимаем:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Для подшипника более нагруженной опоры B:

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90% по табл. 7.7.).

Расчетный ресурс больше требуемого (10000 часов), следовательно, подшипник 1211 пригоден.

Подбор посадки подшипника:

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению.

По таблице 7.9 выбирается поле допуска H7.

8. Расчет соединений

1. Расчет посадок

1. Расчет посадки цилиндрического зубчатого колеса на тихоходный вал

–посадочный диаметр

–наружный диаметр ступицы

–длина сопряжения

–запас сцепления

–коэффициент трения

Среднее контактное давление:

Деформация деталей:

Поправка на обмятие мирконеровностей:

Минимальный натяг:

Максимальное давление:

Максимальная деформация:

Максимальный натяг:

Выбор посадки:

Подходит посадка H8/z8

2. Расчет шпоночных соединений

1. Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с муфты на быстроходный вал:

Принимаем:

Окончательно выбираем: «Шпонка 10x8x63 ГОСТ 23360-78»

2. Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с промежуточного вала на колесо:

Принимаем:

Окончательно выбираем: «Шпонка 12x8x45 ГОСТ 23360-78»

3. Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с тихоходного вала на муфту:

Принимаем:

Окончательно выбираем: «Шпонка 14x9x63 ГОСТ 23360-78»

4. Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с приводного вала на барабан:

Принимаем:

Окончательно выбираем: «Шпонка 20x12x56 ГОСТ 23360-78»

9. Расчет муфты

Для передачи вращающего момента от тихоходного вала (выходного) редуктора к валу машины используют муфту.

Основная характеристика подбора муфты – вращающий момент:

T_р=К∙Т₂;

где К=1.1 коэффициент режима;

Т₂=1000 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу;

T_р=1100 Н∙м.

Принимаем компенсирующую упругую муфту с лепестками.

Определяем число винтов в зависимости от диаметра оболочки: z=6.

Найдем требуемую силу затяжки винтов.

Винты (болты) установлены с зазором.

Условие работоспособности соединения – отсутствие относительного сдвига (несдвигаемость) деталей под действием силы F. Относительному сдвигу препятствуют силы трения, которые создает сила затяжки .

Условие несдвигаемости:

F_тр≥F

Вводя коэффициент запаса по несдвигаемости k_сдв , перейдем к равенству k_сдв≥1,5…2.

i∙F_зат∙f = k_сдв∙F, где i=2 – число стыков; f = 0.3…0.5 (для необработанных стыков).

Вращающий момент T_р с полумуфт на оболочку передают силами трения (i∙F_зат∙∙f), созданными при затяжке болтов.

T_р i∙F_зат∙f∙z∙, где z – число болтов.

Отсюда находим требуемую силу затяжки одного болта:

F_зат = 1784.6 Н.

В зависимости от силы затяжки принимаем диаметр болтов, равный d=7 мм.