Подбор подшипников и шпонок.

Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его с барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 55 мм:

- высота шпонки h = 10 мм;

- ширина шпонки b = 16 мм;

- длина шпонки l = 100 мм;

- глубина паза вала t₁ = 7 мм;

- глубина паза ступицы t₂ = 10 мм.

 

 

 

Рисунок 6 – Эскиз шпоночного соединения.

 

Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 – 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1311.

- диаметр отверстия d_П = 55 мм;

- диаметр внешнего кольца D = 120 мм;

- ширина подшипника В = 29 мм;

- координата фаски r = 3 мм;

- динамическая радиальная грузоподъёмность C_r = 51,0 кН;

- статическая радиальная грузоподъёмность C_0r = 24,0 кН.

 

 

 

Рисунок 7 – Эскиз подшипника.

 

 

На этом этапе подбирается корпус подшипника, крышки подшипника и манжетные уплотнения.

 

Корпус подшипника выбирается по диаметру наружного кольца подшипника.

 

Рис.4. Корпус подшипника.

 

 

Корпус подшипника УМ 100. ГОСТ 13218.3-80, размеры, мм

 

D

D1

d

d1

d2

d3

A

B

B1

L

L1

l

H

H1

h

r

r1

139.5

12.5

 

Крышки подшипника выбирается по диаметру вала.

 

Крышка подшипника торцевая с манжетным уплотнением

МН 100*65 ГОСТ 13219.5-81

 

 

Рис.5. Крышка подшипника торцевая с манжетным уплотнением.

 

D

dвала

d

D1

D2

d1

d2

B

b

H

h

h1

h2

r

r1

13.6

12.5

 

Крышка подшипника торцевая глухая низкая ГН 100 ГОСТ 13219.2-81

 

 

Рис.6. Крышка подшипника торцевая глухая низкая.

 

 

D

D1

D2

B

d

d1

n

H

h

h1

h2

l

s

r

r1

 

4.3. Проверочный расчет вала на статическую прочность

По эквивалентному моменту

Окружная сила действующая на барабан со стороны ремня задана в техническом задании:

F_t = 1150 Н

(4.2)

Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:

S₂ = 0,25^.F_t =0,25^.1150 =287,5 Н

(4.3)

Сила натяжения на нагруженной стороне равна:

S₁ = F_t + S₂ = 1150 + 287,5 = 1437,5 Н

(4.4)

Общая сила, действующая на барабан со стороны ремня:

Q = S₁ + S₂ = 287,5 + 1437,5 = 1725 Н

Из уравнения моментов найдем силы F_A и F_В :

Так как схема нагружения симметричная то F_A = F_В = 862,5 Н.

(4.5)

В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Q и крутящий момент Т, тогда формула для определения эквивалентного момента примет вид:

Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно, что опасным сечением является сечение D, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.

Т_D = 638,94 Нм

М_D = 0,111^.862,5 = 291,38 Нм

Тогда:

(4.6)

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

(4.7)

где d_D – Диаметр вала в сечении D,мм.

Тогда:

 

Рисунок 8 – Расчетная схема вала исполнительного органа

Допускаемое напряжение [σ], МПа:

(4.8)

где K_р – коэффициент режима работы, K_р = 1,8;

[σ_и] – допускаемое напряжение изгиба, МПа.

(4.9)

где σ_Т – предел текучести материала (Сталь 40Х), σ_Т = 640 МПа;

[n]– коэффициент запаса,[n] = 2.

Тогда:

 

 

25,57 МПа ≤ 177,78 МПа, – условие выполняется.