150 Н В· м і діаметр валу в місці посадки d111 = 110 мм. За табл. 11.4, с. 275 [6] вибираємо муфту ланцюгову 4000-110 ГОСТ 20742 - 81 з довжиною напівмуфти Lм = 94 мм ділильним діаметром зірочки D Д = 229 мм. [6, с. 148]
DД = t/sin 180/z = 229
де t = 50,8 - крок ланцюга, z = 14 - число зубів зірочки.
Навантаження від муфти визначаються за формулою
Fm = 0,2 В· (2 ​​· T3/d д) = 7250 Н
З достатньою точністю можна прийняти, що сила Fm прикладена до тихохідного валу редуктора на відстані L6 = 1,5 В· Lм = 225 мм від опори Є.
Приймаємо, що сила Fm діє в найбільш небезпечній площині XOZ, де найбільші навантаження на вал.
Розглянемо площину XOZ.
{ГҐMEХ = 0
FM В· L6 - Ft4 В· L4 + RKХ В· (L4 + L5) = 0
В
ГҐMKХ = 0
Ft4 В· L 5 - REХ В· (L4 + L5) + FM В· (L4 + L5 + L6) = 0
В
ГҐ FХ = 0;
REХ - FM - Ft4 + RKХ = 20 000 + 7250 - 20585 - 7820 ≈ 0
Побудова епюри згинальних моментів.
Ділянка 1:
ГҐМZ1 = 0; FM В· Z1 = МZ1
0 ВЈ Z1 ВЈ L 6
Z1 = 0 МZ1 = FM В· 0 = 0
Z2 = L6 МZ1 = FM В· L6 = 7250 В· 0,225 = 1631,25 Н
Ділянка 2:
ГҐМZ2 = 0; FM В· (L6 + Z2) - REХ В· z2 = Мz2
0 ВЈ Z2 ВЈ L4
Z2 = 0 ГҐМZ2 = FM В· L6 = 7250 В· 0,225 = 1631,25 Н
Z2 = L4
МZ2 = FM В· (L6 + L4)-REХ В· L4 = 7250 В· (0,225 +0,1917) -20000 В· 0,1917 = -813 Н
Ділянка 3:
ГҐМZ3 = 0;
FM В· (L6 + L4 + z3) - REХ В· (L4 + z3) - Ft4 В· Z3 = МZ3
0 ВЈ Z3 ВЈ L5
Z3 = 0
МZ3 = FM В· (L6 + L4) - REХ В· L4 = -813 Н
Z3 = L5
ГҐМZ3 = FM В· (L6 + L4 + L5) - REХ В· (L4 + L5) + Ft4 В· L5 = 0
Крутний момент навантажує тихохідний вал на ділянці від зубчастого колеса до муфти і передається на вал барабана Т111 = 4152 Н В· м
Сумарні радіальні навантаження на опори рівні:
В
Сумарний згинальний момент під зубчастим колесом:
В
4.7 Підбір підшипників
4.7.1 Швидкохідний вал
Вибираємо подшіпнік7212, e = 0,3. Мінімальний термін служби підшипника Lh = 10 000 годин. Осьова сила на валу Fа1 = 5222 Н спрямована до опорі В. Осьові складові Si від дії радіальних сил [10, с. 216]
SА = 0,83 В· е В· FrA = 930 Н
SB = 0,83 В· е В· FrB = 2462
Тут SА
Визначаємо розрахункові осьові сили в опорах [10, с.217]: FаА = SА = 930 H
FаВ = SВ + Fа1 = 2462 + 5222 = 7684 Н
У даному випадку, очевидно, що радіальна і осьова навантаження більше в опорі В. Перевіримо довговічність підшипника найбільш навантаженої опори.
Визначаємо [10, с.212]
FаВ/V FrB = 0,66> e = 0,3
Де V - коефіцієнт при обертанні внутрішнього кільця V = 1, при обертанні зовнішнього V = 1,2.
Знаходимо коефіцієнти радіальної Х і осьового навантаження Y. За табл. 9.18 [10, с.402]. Х = 0,4; Y = 1,947
Еквівалентна навантаження в опорі В [10, с.212]:
РВ = (X В· V В· FrB + Y В· FaB) В· Кб В· Кт = (0,4 В· 1 В· 9888 + 1,95 В· 7684) В· 1 = 15000 Н
Кт = 1 - температурний коефіцієнт [10, с.214].
Розрахункова довговічність [9, с. 3]
В
Де С - динамічна вантажопідйомність;
m - показник ступеня (m = 3 для кулькових і m = 10/3 для роликових підшипників);
a1 - коефіцієнт довговічності;
a23 - коефіцієнт умов роботи
У каталогах вказані значення С і коефіцієнта надійності S = 0,9;
a1 = 1. Якщо ймовірність безвідмовної роботи відрізняється від 0,9, то це враховують коефіцієнтом a1 [9, с.3].
Значення коефіцієнтів умов роботи a23 лежать в діапазоні
0,1 ВЈ a23 ВЈ 5 [9, с.3], при нормальних умовах змащування (Змазування розбризкуванням або консистентним мастилом) приймають a23 = 1. p> Довговічність прийнятна 10000 год
Такий же підшипник встановлений і в менш навантаженої опорі А.
4.7.2 Проміжний вал
Перевіряємо довговічність вибраного підшипника 7313 (Коефіцієнт осьового навантаження е = 0,3). p> Осьова сила на валу Fа11 = Fа3 - Fа2 = 5160 - 1530 = 3630 Н
спрямована до опори D.
Осьові складові Si від дії радіальних сил [10, с. 216]
SС = 0,83 В· е В· FrC = 0,83 В· 0,3 В· 11357 = 2830 Н
SD = 0,83 В· е В· FrD = 0,83 В· 0,3 В· 16800 = 4183 Н
Визначаємо розрахункові осьові сили в опорах [10, с.217]: FаC = SC = 2830 Н
FаD = SD + Fа11 = 4183 + 3630 = 7813 Н
У даному випадку, очевидно, що радіальна і осьова навантаження більше в опорі D. Перевіримо довговічність підшипника найбільш навантаженої опори.
Визначаємо:
FаD/V В· FrD = 7813/16800 = 0,465> е = 0,31
Знаходимо коефіцієнти радіальної Х і ...
