10.9. Ориентировочный расчёт валов.

Расчёт проводится с целью предварительного назначения основных размеров валов. Минимальные диаметры валов определяем из расчёта на кручение.

Минимальный диаметр первого вала.

, мм,

где [] - допускаемое напряжение на кручение, [] = 20 МПа.

Минимальный диаметр второго вала.

, мм

Минимальный диаметр третьего вала …

Диаметры валов под уплотнение ( [12] стр. 357)

Назначим подшипники и диаметры валов для них.

1 вал - диаметр под подшипник d – принимаем подшипник №… ( [12] стр.531)

2 вал - диаметр под подшипник d - …

10.10. Выбор муфт.

Если в проектируемой коробке скоростей применяются фрикционные электромагнитные муфты, то расчет можно произвести по следующей схеме:

1 вал. Расчётный вращающий момент:

, Нм,

где - вращающий момент на первом валу;

К - коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации, К = 1,25 - для металлорежущих станков ( [12] стр.457, табл.15.1).

Выбираем муфту соответствующего габарита и исполнения.

На второй и последующие валы муфты выбираются аналогично.

10.11. Выбор шпонок.

Для передачи крутящего момента от вала к зубчатому колесу можно применить призматические шпонки (по ГОСТ 23360-78).

2 вал. 1 колесо .

Для диаметра вала под ступицу зубчатого колеса выбираем шпонку bh, паз вала , мм, паз втулки , мм

2 колесо. Для диаметра вала под ступицу зубчатого колеса выбираем шпонку bh, паз вала , мм, паз втулки , мм и т.д.

Определение длины шпонок производится из расчёта на смятие:

, мм

10.12. Проверка валов на прочность в опасных сечениях.

Проверка производится для промежуточного наиболее нагруженного вала.

Определение усилий в самой тихоходной передаче на этот вал:

Окружная сила: , Н;

Радиальная сила: , Н;

Осевая сила: .

Наиболее опасным является сечение вала в котором действуют наибольшие моменты. Проверим прочность в этом сечении по эквивалентным напряжениям.

, МПа

, Нм;

Изгибающий момент:

, Нм;

Wи - момент сопротивления, для круглого сечения Wи ≈ 0,1d³ Нм

где - допускаемое напряжение на изгиб, МПа.

М экв - эквивалентный момент:

В качестве примера приводится на рис.8 (а и б) расчет и построение эпюр нагружения одного из валов коробки скоростей [13 ]

Рис. 8а. Пример построения эпюр нагружения входного вала коробки скоростей

Рис. 8б. Пример расчета нагружения входного вала коробки скоростей

10.13. Проверка работоспособности подшипников качения.

Проверим подшипники наиболее нагруженного вала.

Радиальные нагрузки на подшипники:

Опора А:

, Н.

Опора B:

Н.

Радиальные нагрузки на колёсах: , , Н.

Наиболее нагружен подшипник, например, в опоре А , для него и проводится следующая проверка проверку.

Fэкв = V·X∙R+Y·Fa·Kt·K, Н,

где R и Fa - радиальная и осевая нагрузки.

X, Y - коэффициенты нагрузок R и Fa. X=1, Y=0 ([12] стр.360)

V - коэффициент вращения, зависящий от того какое кольцо подшипника вращается. V = 1 - при вращении внутреннего кольца.

Kt - температурный коэффициент. Kt = 1 при t° ≤ 125° C.

K - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузок подшипников.

K = 1,2 ( [12] стр.362)

Долговечность подшипников:

L =(60·n·Lh)/1000000, млн.об.

где Lh - назначенный ресурс подшипника ([10] стр.107, табл.11.1) при соответствующей частоте вращения, n, мин ¯¹.

Расчётное значение динамической грузоподъёмности :

Н.

где m = 3 - для шариковых подшипников.

Например, табличное значение динамической грузоподъёмности для подшипника 417:

Стабл = 174000 Н.

Следовательно, необходимо выполнение условия

Срасч < Стабл =174 кН.