Разработка оборудования для уплотнения балластной призмы (стр. 5 из 14)

22) Осевое усилие F_a, H:

.(2.59)

23) Коэффициент перекрытия зубьев Y_ε :

Y_ε=1.

24) Коэффициент наклона зубьев Y_β :

Y_β=1.

25) Рабочее изгибное напряжение зубьев шестерни σ_F2, мПа:

.(2.60)

26) Рабочее изгибное напряжение колеса σ_F1, мПа:

.(2.61)

27) Максимальное контактное напряжение σ_{н max}, мПа:

.(2.62)

28) Максимальное изгибное напряжение σ_Fmax, мПа:

.(2.63)

Значения рассчитываемых величин представлены на распечатках результатов расчёта, сделанного на ЭBM (программа ДМ-1).

2.3.3 Результаты расчёта зубчатой передачи, выданные ЭВМ

2.3.4 Анализ результатов расчёта зубчатой передачи

Геометрические параметры округляем до сотых долей миллиметра.

По допускаемым и рабочим напряжениям делаем вывод, что прочность достаточна.

Усилие в зацеплении округляем с точностью до целых.

2.4 Уточнённый расчёт валов и выбор подшипников

Данный расчёт даёт более достоверные результаты, чем ориентировочный расчёт.

В этом разделе исходными данными являются: силы, действующие на колесо шестерни, расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колёс.

Для наглядного представления изобразим аксонометрическую схему нагружения валов (рисунок 2.9).

Рисунок 2.9 – Схема нагружения валов

2.4.1 Расчёт дебалансного вала

Для уточнённого расчёта выполним эскизную компоновку элементов вала (рисунок 2.10).

Предварительно назначаем подшипник по ГОСТ 5720 – 75: № 1608 с d=40 мм, D =90 мм, B =33 мм [2].

Рисунок 2.10 – Эскизная компановка элементов вала

На вал действуют две силы в направлении X (рисунок 2.10, б) F’_в , F_tи крутящий момент T.

Составим уравнения суммы моментов относительно точек 1 и 2, найдём реакции в этих точках.

ΣM₁=0

;

.

ΣM₂=0

;

.

Находим изгибающий момент в т. 1, 2, 3 ,4 (Рисунок 2.10, в):

;

;

Максимальный изгибающий момент в т.4 под дебалансом.

Приведённый момент:

,(2.64)

где α – коэффициент учитывающий соответствие центров касательного и нормального напряжения (α = 0,75 [4]); T – крутящий момент, Н·м.

T =F_t·d/2 ,(2.65)

где d – делительный диаметр шестерни (d = 0,25 м);

T =777·0,25/2=91,125 Н·м.

.

Диаметр вала по формуле:

,(2.66)

.

Окончательно принимается диаметр вала d = 0,04 м.

2.4.1.1 Выбор подшипников

Ранее принятый подшипник (см. п.2.4.1) проверяем на динамическую грузоподъёмность:

С_табл. >C_расч,(2.67)

где С_табл. – динамическая грузоподъёмность взятая из таблицы [3], (С_табл. = 44,9 кН); C_расч. – динамическая грузоподъёмность полученная методом расчёта, кН.

C_расч. = L^1/P·P,(2.68)

где p – показатель степени (для шарикоподшипников p = 3 [2]); L – номинальный ресурс подшипников, млн. об.; P – эквивалентная нагрузка, Н.

L = L_n·60·n_II/10⁶,(2.69)

где L_n – номинальный ресурс в часах (примем L_n=125 ч)

L = 150·60·1800/10⁶=16,2 млн.об.

Эквивалентная нагрузка, Н:

P = R·V·K_δ·K_Т , (2.70)

где R – радиальная нагрузка, Н (R = 12959 Н); V – коэффициент вращения (V=1,[2] стр. 359) K_δ – коэффициент, учитывающий нагрузки (K_δ =1,35,[2] стр. 362 ); K_Т – температурный коэффициент (K_Т =1 [2]).

P = 12959·1·1,35·1=17494,65 H.

С_расч.=16,2^1/3·17494,65=44266,67 H.

Условие (2.67) выполняется. Окончательно принимаем для дебалансного вала шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный (по ГОСТ 5720 – 75) [2]:

№ 1608 С=44,9 мм; d=40 мм; D=90 мм; B=33 мм.

2.4.2 Расчёт ведущего вала вибровозбудителя

Выполним эскизную компоновку элементов вала (рисунок 2.11, а).

На вал действуют две силы в двух плоскостях: F_r в плоскости y0z и F_t в плоскости x0z и действует крутящий момент T (рисунок 2.11, а, г).

Рисунок 2.11 – Эпюра моментов

Находятся реакции в опорах в плоскости z0y (рисунок 2.11, а):

;

.

;

.

Находится изгибающий момент в точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, в):

.

.

Находятся реакции в опорах в плоскости z0x (рисунок 2.11, г):

;

.

;

.

Находится изгибающий момент в точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, д):

;

.

Максимальный момент приложен в точке 3 под зубчатым колесом:

;(2.71)

.

Приведённый момент по формуле (2.64):

.

Тогда наименьший диаметр вала равен по формуле (2.66):

.

Конструктивно принимаем диаметр ведущего вала вибровозбудителя d=0,04м.

2.4.2.1 Выбор подшипников

По ГОСТ 5720 – 75 выбран радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник [2]:

№1208 C = 19кН; d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм.

Проверяют его на динамическую грузоподъёмность по условию (2.67).

Эквивалентная нагрузка по формуле (2.70):

.

С_расч.=16,2^1/3·865,15=2189 H < С_таб.

Условие (2.67) выполняется – подшипник выбран верно.

2.5 Расчёт и выбор шпонки

Размеры призматических шпонок (рисунок 2.12): ширина b, высота h, глубина паза t₁ и ступицы t₂ выбираем в зависимости от диаметра вала.

Длину шпонки принимаем из стандартного ряда на 5 – 10 мм меньше длины ступицы.

Рисунок 2.12-Призматическая шпонка

Выбранную шпонку проверяют на смятие:

;(2.72)

где

- допускаемое напряжение смятия, МПа, для H7/h6 = 80 … 120 МПа) ; - расчётная длина шпонки, мм (l_p=l – b).

Результаты расчётов сведём в таблицу 2.2.

Таблица 2.2 - Результаты расчетов

№вала	1 (ведущий)	2 (вал-шестер.)	2 (вал-дебал.)
Т, Н м	120,43	97,125	97,125
d, мм	40	40	40
в, мм	12	12	12
h, мм	8	8	8
t1, мм	5	5	5
t2, мм	3,3	3,3	3,3
l, мм	36	36	80
lр, мм	24	24	68
, МПа	76	61,3	21,6
, МПа	80	80	80

Прочность по условию (2.72) достаточна.

Шпонка призматическая (по ГОСТ 23360-78) [2].

Для соединения вал-зубчатое колесо: Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78.