5.1. Расчет валов на чистое кручение (проектный расчет)

5.1.1. Определение диаметров валов.

Диаметр входного участка вала I:

d_вI ≥ мм .

Принимаем:

с учетом диаметра вала двигателя d=38мм и с дообработкой муфты МУВП-32 диаметр входного участка ведущего вала под полумуфту d_в1 = 32 мм,

под подшипник I вала принимаем диаметр d_в1п = 35мм с установкой распорной втулки.

Диаметр выходного участка вала II под звездочку цепной передачи:

d_вII ≥ мм

Принимаем диаметр тихоходного вала II под ведущей звездочкой

d_вIImin = 42мм,

а под подшипником d_вIIп = 50мм.

Диаметр вала барабана транспортера

d_III = мм

Рис. 11. Подшипники шариковые радиальные однорядные (а)

и сферические двурядные (б).

5.1.2. Подбор подшипников.

Принимаем подшипники шариковые радиальные (рис. 11, а) легкой серии (см. Приложение 2), обозначение Подшипник 207 ГОСТ 8338-75)

ВалI - № 207 D =72мм, d = 35мм, B =17мм, С =35,1кН, С_o = 19,8 кН

ВалII - № 310 D = 110мм, d = 50мм, B=27мм, С =65,8 кН, C_o = 36,0 кН.

Примечание: на тихоходном валу выбираем из-за ожидаемых больших радиальных нагрузок от цепи ленточного привода подшипник средней серии, имеющий большую грузоподъемность.

Под ведомой звездочкой принимаем диаметр вала D _вIII = 58 мм,

для участка под подшипником принимаем d_вIIIп = 60мм и подшипник шариковый радиальный (рис. 11, б) сферический двухрядный

Вал III - №1212 D=110мм, d=60мм, B=22мм, С = 30.2 кН, C_o =15,5 кН.

5.1.3.Далее определяем усилия в зубчатом зацеплении:

Окружное усилие F_t = 2·T_II ·1000 / d ₂ = 2·360.83·1000/234,2 = 3081.4 Н

Радиальное усилие F_r =F_t ·tg /cos = 3081.4· 0,364/0,982 = 1142.2Н

Осевое усилие F_а = F_t ·tg  = 3081.4·0,192 =60591.6Н

Примечание:  =10⁰50^' 24''- угол наклона зуба,  =20⁰ - угол зацепления.

Проверочный расчет валов выполняют после конструктивной проработки всех размеров валов и разработки компоновочного чертежа редуктора. При этом с использованием уравнений равновесия на валах

Т_кр = 0 ; R_х = 0 ; R_Y = 0 ; ; M _A = 0 ; M _B = 0 ;

и определения реакций в опорах строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов на ведущем и ведомом валах. На основании этих данных выполняется проверочный расчет выбранных подшипников.

4. Конструктивная проработка размеров шестерни и колеса.

Конструктивные размеры шестерни и колеса принимаем исходя из рассчитанных выше габаритов этих деталей. Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 12). В качестве заготовки для колеса принимаем поковку. Диаметр ступицы колеса принимается 1,6 диаметра вала и в нашем случае составит 60·1,6 = 96мм. Длина ступицы принимается в пределах (1,0-1,5) диаметра вала, т.е. в нашем случае 60-90мм. Примем длину ступицы 80мм. Толщина обода принимается (3-4) модуля зацепления и в нашем случае (3-4)·2,5 = 7,5-10мм. Примем толщину обода 10 мм. Толщина диска принимается 0,3 от ширины зубчатого колеса. В нашем случае 0,3·50 = 15мм.

Распределение величин диаметров участков проектируемых нами валов I и II представлено на рис. 12 и рис. 13

Рис. 12

Рис. 13