7. Подбор подшипников.

Ведущий вал.

1. Из чертежа (рис. 3) имеем .

2. Из предыдущих расчетов

3. Реакции опор:

от силы (в плоскости xz)

От сил (в плоскости yz)

Суммарные радиальные реакции:

4. Выбор подшипника. Так как осевое усилие незначительно, то принимаем радиальные шарикоподшипники.

5. Требуемый коэффициент работоспособности:

;

Где: радиальная нагрузка;

осевая нагрузка;

для радиальных шарикоподшипников;

динамический коэффициент;

коэффициент кольца (вращается внутреннее кольцо);

желаемый срок службы подшипника, принимаем равным 8000 ч;

Так как подшипники ведущего и промежуточного валов намечены одинаковыми, то типоразмер по каталогу выбираем по наибольшему коэффициенту работоспособности после определения его для подшипников промежуточного вала.

Промежуточный вал.

1. После эскизной компоновки имеем . .

2. Реакции опор:

От сил (в плоскости xz)

От сил и (в плоскости yz):

3. Суммарные радиальные реакции:

Подбор подшипника ведем по наибольшей реакции.

4. Так же, как и для ведущего вала, выбираем радиальный шарикоподшипник.

5. Требуемый коэффициент работоспособности:

;

т.к.осевая нагрузка воспринимается опорой C; Желаемый срок службы выбираем, как и для первого

6. По каталогу выбираем при диаметре вала подшипник легкой серии 207 у которого c размерами 35  72  17 мм, увеличивая диаметры ведущего и промежуточного валов до 35 мм.

7. Устанавливаем окончательные диаметры промежуточного и ведущего валов, исходя из выбранного типоразмера подшипника:

Для ведущего вала – диаметр выходного конца в месте посадки подшипника Так как разница между посадочным диаметром ступицы и диаметром впадин зубьев шестерни равна мм, то целесообразно изготовить шестерню с валом одним целым, т.е. выполнить шестерню без ступицы.

Для промежуточного вала: в месте посадки подшипника под шестерней и под колесом

Ведомый вал.

1. Из эскизной компоновки ,

2. , где окружное усилие на тяговых звездочках, закладывая тем самым 100% запас по прочности, так как изначальное не известны параметры цепного конвейера.

3. Реакции опор:

От сил :

cил (в плоскости yz)

4. Суммарные радиальные реакции:

5. Требуемый коэффициент работоспособности подшипников:

Подбираем подшипник по минимальному диаметру ведомого вала. При выбираем шарикоподшипник 214 легкой серии с коэффициентом работоспособности и размерами 70  125  24 мм, оставляя диаметр вала равным 70 мм.

6. Теоретический срок службы выбранного подшипника:

Откуда

8. Уточненный расчет валов.

Определим коэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений каждого вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по отнулевому (пульсирующему).

Материал ведущего и промежуточных валов такой же, как и у шестерен сталь 40Х, так как валы выполнены одним целым с шестернями.

Ведущий вал (рис. 2):

Сечение 1 – участки посадки муфты на ведущий вал. Считаем, что вал в этом сечении работает только на кручение.

Коэффициент запаса прочности:

где: и - амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

Принимаем и после подстановки числовых данных имеем.

Сечение 2. В данном сечении действует максимальный изгибающий момент, но так как вал выполнен заодно с шестерней, его диаметр значительно больше принятого предварительно, следовательно, запас прочности будет большим. То же относительно и к сечению 3, где имеет место концентрация напряжений в связи с переходом диаметра к диаметру шестерни. Момент в этом сечении небольшой, а размеры достаточно большие.

Рис.2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала.

Промежуточный вал (рис. 3):

Сечение 1. – ступень посадки колеса . Концентрация напряжений в данном сечении обусловлена наличием шпоночного паза:

Величина изгибающего момента:

Моменты сопротивления сечения нетто

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Рис.3. Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Сечение 2. . В данном сечении действует максимальный изгибающий момент, но так как вал выполнен заодно с шестерней, его диаметр значительно больше принятого предварительно, следовательно, запас прочности будет большим. То же относительно и к сечению 3, где имеет место концентрация напряжений в связи с переходом диаметра к диаметру шестерни. Момент в этом сечении небольшой, а размеры достаточно большие.

Ведомый вал (рис. 4).

Так как вал сильно нагружен, то выбираем для него сталь 45,

Сечение 1. Под подшипником качения. В этом сечении на вал посажен с гарантированным натягом подшипник. Наиболее острая концентрация напряжений возникает у края подшипника, однако ввиду небольшой его ширены расчет условно будем вести по среднему сечению.

1. Изгибающие моменты. Значения указаны на эпюрах.

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений:

Рис.4. Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала.

Коэффициенты снижения пределов выносливости:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Сечение 2. Концентрацию напряжений создает запрессовка зубчатого колеса на вал.

1. Изгибающие моменты. Значения указаны на эпюрах.

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений:

Коэффициенты снижения пределов выносливости:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Сечение 3. Концентрацию напряжений вызывает шпоночный паз под колесом.

Величина изгибающего момента:

Моменты сопротивления сечения нетто

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Остальные сечения не представляют практического интереса.

Из расчетов ведем, что коэффициенты запаса , что приемлемо.