Проектный расчёт валов.

Быстроходный вал.

Входной конец вала также необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя и выбранной упругой в тулочно пальцевой муфтой 4A90L4

= 24 мм. – диаметр вала электродвигателя

L ступицы = 50 мм dbx = (0,8 … 1,2) dx

Выбираем муфту

Трасч = Кр × Тном ≤ [T]

где: Кр – коэффициент режима работы муфты

Тном – наиболее длительно действующий крутящий момент, H×m

[T] – допускаемый крутящий момент

Для данной муфты: = 1,5 × 14,4 = 21,6 H×m

Принимаем dbx = 20 мм

Принимаем, согласовывая с диаметром вала электродвигателя муфты

63-24- -2 УЗ ГОСТ 21424 – 83

(муфта упругая, втулочно-кольцевая, допускаемый крутящий момент

[T] = 63 H×m и частота вращения (n) = 5700 , цилиндрическое отверстие в полумуфтах – Ø24 с длиной ступицы и Ø20 с короткой ступицей, климатическое исполнение УЗ), поэтому dbx = 20мм., = 50мм.

Выбираем диаметр подшипников

dп ≥ dbx + 2 × t= 20 + 2 × 3 = 26м

Маркировка подшипников

Л – особенные подшипники (1 – сеператор латунный)

0,6 – внутренний диаметр подшипника

а) начиная с 0,4 × 5 = 20мм => Ø20

0,5 × 5 = 25мм => Ø25

0,6 × 5 = 30мм => Ø30

0,3 => Ø17мм

0,2 => Ø15мм

0,1 => Ø12мм

2 – серия подшипника

• 1 – особо лёгкая

• 2 – лёгкая

• 3 – средняя

• 4 – тяжёлая

О – типы: шариковый, радиальный, однородный

• 1 – радиальный, сферический 2-х рядный, шариковый

• 2 – роликовый, радиальный, с короткими цилиндрическими роликами

• 3 – роликовый, радиальный, 2-х рядный, сферический

• 4 – игольчатый

• 6 – шариковый, однородный, радиальный, упорный

• 7 – роликовый, конический, однорядный

• 8 – шариковый, однорядный, упорный

Принимаем dп = 30мм (принимаем роликовый, конический, однородный подшипник лёгкой серии 7206 с размерами Ø30×62×16; внутренний диаметр - 30мм., наружный диаметр – 62мм., толщина подшипника – 16мм..

Манжета Ø30×52×10

Расчёт шпоночных соединений

Шпоночное соединение с применением шпонок по ГОСТ на срез не рассчитывают, а расчёт ведут только на смятие.

lp = l – 0,5 × b – 0,5 × b = l – b

Напряжение =

F =

= (l – b) ×(h - )

Момент = сила × плечо

T = F ×

F = T : = T× =

×(h - ) = (l – b) × (h – )

Напряжение смятия: Gсм = ≤ [G] см (допуск напряж.)

Шпонки

• Призматические

• Сегментные

• Клиновидные

Шлицевые соединения образуются наружными зубьями на валу и внутренними зубьями на ступице.

Зубья на валу получают фрезерованием, строганием, редко - накатыванием

Зубья в отверстии изготавливают протягиванием или долблением.

По форме боковых поверхностей шпонки делятся на:

• Прямобочные (наиболее распространённые)

• Эвольвентные (более технологичны, передают большие нагрузки)

• Треугольные

Центрирование

• По валу (d) (внутренний диаметр)

• По наружному диаметру (D)

• По ширине шлицов

При твердости HB < 350 (деталь не закалена) чаще всего центрируют по D

При HB > 350 (закалена) центрируют по d

Центрирование по ширине шлица b применяют при больших динамических нагрузках или реверсивных, т.к. нагрузка между зубьями здесь распределяется больше.

Расчет шлицовых соединений

Критерием работоспособности соединения является сопротивление смятию боковых поверхностей. Расчёт ведётся по длительно действующим крутящим моментам t.

Стандартом предусмотрено 3 серии соединений:

• Лёгкая серия

• Средняя

• Тяжёлая

= ≤[G] см.

× e × z

= ≤ [G] см

×D + d×D - d×D - d×d) =

Для прямобочных шлицев:

= ≤ [G] см

Для эвомвельных шлицев:

= ≤ [G] см

2.1.13 Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие:

(2.19)

Радиальное усилие:

(2.20)

2.2.6 Определяем межосевое расстояние

Принимаем межосевое расстояния из нормального ряда [1].

2.2.7 Назначаем модуль передачи

m=(0 016…0 0315) a_w=(0 016…0 0315) 112=1,8…3,15 мм

По ГОСТ 9563 – 60 принимаем m= 2 мм [1].

2.2.8 Определяем суммарное число зубьев

, (2.29)

где - угол наклона зубьев,

Принимаем

Уточняем угол

(2.30)

2.2.9 Определяем число зубьев шестерни

2.2.10 Определяем число зубьев колеса

2.2.11 Определяем ширину колеса и шестерни

Принимаем

Принимаем

2.2.15 Определение усилия в зацеплении

Окружное усилие

Радиальное усилие

Осевое усилие

(2.41)