2.3 Расчет приводного вала ротора

Вал ротора следует рассчитывать из условия привода его цепью, так как при этом создаются более тяжелые условия его нагружения. Помимо крутящего момента вал воспринимает также консольно приложенную нагрузку от усилия на цепном колесе. Определим нагрузки, действующие на вал (рис. 2.2,а).

Крутящий момент

Мкр = 9545,2 Nr_Д/n, ( 2.25 )

где N— мощность приводного двигателя или мощность на транс­миссионном валу лебедки (берем лебедку ЛБУ – 1400);

r_Д—коэффициент динамической пере­грузки двигателями, для электрического привода r_Д =1,3;

—к. п. д. передач.

Мкр = 9545,2 10301,30,9/250 =35,4 кНм

Рис.2.2. К расчету приводного вала.

Окружное усилие на цепном колесе

( 2.26 )

где Dц—средний диаметр зубьев цепного колеса.

кН

Окружное усилие на шестерне конической зубчатой передачи

Р_ш= 2М_кр/d₀, ( 2.27 )

где d₀—средний диаметр делительной окружности ше­стерни.

Р_ш= 235,4/0,36=196,6 кН

Осевое усилие на колесе от цепной передачи

Q_ц = 2Аqcos+2M_кр/D_ц , ( 2.28 )

где А—межосевое расстояние цепной передачи;

q—вес единицы длины цепи;

—коэффициент, учитывающий перекосы цепи при монтаже;

—угол наклона цепной передачи к горизонтали.

Q_ц = 21,353161cos0+235,4/0,34=251,5 кН

Для определения силы, действующей вдоль вала Р₃, и силы, направленной перпендикулярно к оси вала P₄ разложим на составляющие

силы в эвольвентном коническом зуб­чатом зацеплении. Распорная сила Р_р на эвольвенте зуба (рис. 2.2,б )

P_р = P_шtg, ( 2.29 )

где  =20°.

P_р = 196,60,36=71,5 кН

В свою очередь распорная сила Р_р раскладывается в кони­ческом зубчатом зацеплении на силы Р₃ и P₄ (рис. 2.2,в)

Р₃ = Р_ш tg  sin  ( 2.30 )

при угле конусности передачи =15° сила

Р₃=0,094Р_ш ( 2.31 )

Р₃=0,094196,6=18,5 кН

Р₄ = 0,35Р_ш, ( 2.32 )

Р₄ = 0,35196,6,=68,81 кН

Усилие на вал ротора от цепной передачи Р_ц (рис. 2.2,г) рас­кладывается на горизонтальную Р_цг вертикальную Р_цв состав­ляющие

P_цг= P_ц cos ( 2.33 )

Р_цв = Р_ц sin ( 2.34 )

P_цг= 208,2 cos0=208,2 кН

Р_цв = 208,2 sin0=0

Определим реакции в опорах A и В приводного вала, которые будут служить радиальными нагрузками при расчете подшипников. Сначала определим реакции и найдем величины изгибающих моментов в опорах от сил, действующих в горизон­тальной плоскости. Для этого поочередно составим уравнения суммы моментов относительно точек A и В и прирав­няем их нулю. Из этих уравнений определяем реакции:

( 2.35 )

( 2.36 )

кН

кН

Изгибающие моменты в опорах А и В

М_аг = Р_шl_ш ( 2.37 )

М_вг = Р_цгl_ц ( 2.38 )

М_аг = 196,60,18=35,4 кНм

М_вг =208,20,264=54,9 кНм

Аналогично определим реакции и изгибающие моменты в опо­рах от сил Р₃, Р₄ и Р_цв, действующих в вертикальной плоскости.

( 2.39 )

(2.40 )

( 2.41 )

( 2.42 )

кН

кН

кН*м

Суммарные реакции в опорах А и В

( 2.43 )

( 2.44 )

кН

кН

Суммарные изгибающие моменты в опорах А и В

( 2.45 )

( 2.46 )

кНм

кНм

Из условия статической прочности на кручение находим диа­метр выходных (консольных) концов вала под посадку шестерен и цепного колеса

, ( 2.47 )

где []=_т/2n=360/23=60 МПа;

n=1,5—3—коэффициент запаса прочности, при кручении.

м

Из условия статической прочности на изгиб определяем диа­метры вала в опорах А и В в месте насадки подшипников

( 2.48 )

( 2.49 )

м

м

Полученные значения диаметров вала необходимо округлить в большую сторону до стандартных величин. Для нахождения [] и [] надо выбрать материал вала. Остальные размеры вала назначаются конструктивно.

d_a= 0,105 м;

d_B= 0,120 м.

Изгибающие моменты в опорах А и В модернизированного вала

М_аг = Р_шl_ш ( 2.50 )

М_вг = Р_цгl_ц ( 2.51 )

М_аг = 196,60,2=39,3 кНм

М_вг =208,20,28=58,3 кНм

Аналогично определим реакции и изгибающие моменты в опо­рах от сил Р3, Р4 и Рцв, действующих в вертикальной плоскости.

( 2.52 )

(2.53 )

( 2.54 )

( 2.55 )

кН

кН

кН*м

Суммарные реакции в опорах А и В

( 2.56 )

( 2.57 )

кН

кН

Суммарные изгибающие моменты в опорах А и В

( 2.58 )

( 2.59 )

кНм

кНм

Из условия статической прочности на кручение находим диа­метр выходных (консольных) концов вала под посадку шестерен и цепного колеса

, ( 2.60 )

где []=_т/2n=360/23=60 МПа;

n=1,5—3—коэффициент запаса прочности, при кручении.

м

Из условия статической прочности на изгиб определяем диа­метры вала в опорах А и В в месте насадки подшипников

( 2.61 )

( 2.62 )

м

м

Полученные значения диаметров вала необходимо округлить в большую сторону до стандартных величин. Для нахождения [] и [] надо выбрать материал вала. Остальные размеры вала назначаются конструктивно.

d_a= 0,105 м;

d_B= 0,120 м.

Выше было показано, что напряжения статического и пульси­рующего кручения не снижают предела выносливости стали при одновременном действии циклического изгиба на воздухе. К при­водному валу ротора нет доступа коррозионным средам и усло­вия его эксплуатации можно приравнять к условиям атмосферы. Во вращающемся вале напряжения изгиба циклические. Отсюда следует, что проверять на выносливость вал следует по напря­жениям переменного изгиба. Для этого определим напряжения изгиба в опорах A и В после округления до стандартных разме­ров вала и найдем большее из них. Пусть большими окажутся _А, тогда запас прочности по усталости

( 2.63 )

где _-1Д — предел выносливости натурной детали из одинакового материала и приблизительно одинакового с приводным валом диаметра.