6.8. Проектирование рамы

Будем использовать сварную раму, основание которой выполнено из швеллеров.

Принимаем диаметр d_б фундаментных болтов равным наибольшему диаметру болтов, присоединяемых к раме сборочных единиц. У редуктора Ц2У – 250 диаметр отверстий под крепежные болты равен 28 мм, у двигателя – 15 мм. Следовательно, диаметр фундаментного болта d_б = 27 мм.

Ширина b полки швеллера b≥ 3,2d_б = 3,2·27 = 87 мм. Диаметр отверстия в полке швеллера должен быть больше на 1…3 мм, чем диаметр фундаментного болта. Окончательно выбираем швеллер 40У (табл. П. 22) с размером отверстия в полке швеллера 28 мм. Размеры сечения швеллера:

- высота h = 400 мм;

- ширина полки b =115 мм;

- толщина стенки s = 8 мм.

Принимаем диаметр отверстий под фундаментные болты в раме 28 мм. Число фундаментных болтов Z равно 10.

6.9. Проверочные расчеты

6.9.1. Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Определяем расчетные усилия, действующие на вал.

Из предыдущих расчетов номинальный крутящий момент на ведомом валу Т = 2623 Н·м. Окружная сила F, действующая на обод каждого колеса, закрепленного на валу, равна

где D – наружный диаметр гладкого колеса, закрепленного на ведомом валу привода, м.

Радиальная сила, действующая на конец ведомого вала со стороны муфты, определяется по формуле

где D_м – делительный диаметр зубчатого зацепления муфты (см. табл. П. 13).

Сила F_м приложена на середине выходного конца ведомого вала. Силу F_м направим также как силу F_, чтобы учесть наихудшее условие нагружения вала и подшипников.

Эскиз ведомого вала представлен на рис. 32, в котором приняты следующие обозначения: 1 – вал; 2 – подшипник; 3 – колесо.

Определяем опорные реакции вала.

Расчетная схема ведомого вала с эпюрами крутящих М_к и изгибающих М_и моментов показана на рис. 33.

Рис. 32

Учитывая, что ширина корпуса подшипника серии РШ типоразмера 180 равна В = 188 мм (см. табл. П. 18), длина конца вала, на котором крепится полумуфта, равна l_к = 170 мм и расстояние от полумуфты до крышки подшипника равно δ =10 мм, находим расстояние l₂ от оси подшипника левой опоры до середины конца вала

ΣМ_А = F l₁ – R_Bl+ F(l + l₁) – F_мl₂ = 0.

Откуда

ΣF_Х = R_Ах = 0, откуда R_Ах = 0;

ΣF_У = R_Ау – 2 F – F_м + R_B = 0.

Отсюда

R_Ау = R_А = 2F – R_B + F_м = 2·6410– 8173 + 6105 = 10752 Н.

Наиболее нагруженной является опора А (см. рис. 32).

Эквивалентная нагрузка в радиальном шарикоподшипнике определяется по формуле

Р = (XVP_р + YP_A)K_бK_Т.

Здесь радиальная нагрузка P_р = 10752 Н, осевая нагрузка P_A = 0, V = 1 (вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности для нагрузки с умеренными толчками K_б = 1,5 (табл. 14), температурный коэффициент K_Т = 1, коэффициенты нагрузки X =1 и Y = 0:

Р_Э = 10752·1,5 = 16128 Н.

Расчетная долговечность подшипника определяется по формуле

Расчетная долговечность подшипника в часах

Минимально допустимый ресурс работы подшипников равен 12500 ч. В нашем случае подшипники обеспечивают достаточную долговечность.

6.9.2. Проверка прочности шпоночных соединений на ведомом валу

Укажем характерные сечения на расчетной схеме вала арабскими цифрами 1…5.

Крутящие моменты на участках равны:

- на участке 5–3: М_{к 5-4} = 2564 Н·м;

- на участке 3–1: М_{к 3-1} = 1282 Н·м.

Эпюра крутящих моментов показана на рис. 33.

Размеры призматических шпонок выбираются по ГОСТ 23360–78 в зависимости от диаметра и длины участка вала, участвующего в соединении (табл. 24).

Условие прочности шпоночных соединений определяется по формуле

где σ_см – напряжение смятия боковой поверхности шпонки, МПа; T – крутящий момент, передаваемый шпоночным соединением, Н·мм; h, b и l – высота ширина и длина шпонки; [σ_см] – допускаемое напряжение смятия. При стальной ступице [σ_см] = 100…120 МПа.

Для участка вала диаметром 90 мм (место установки муфты) имеем: сечение шпонки b х h = 25 х 14 мм; глубина паза на валу t₁ = 9 мм (табл. 24). Длину шпонки принимаем на 5…10 мм меньше длины ступицы детали, насаженной на вал, поэтому при длине ступицы 130 мм принимаем длину шпонки l = 125 мм. Крутящий момент Т на рассматриваемом участке эпюры крутящих моментов М_к вала составляет 2564 Н·м.

Отсюда

Для участка вала диаметром d = 110 мм имеем: сечение шпонки b х h = = 32 х 18 мм; глубина паза на валу t₁ = 11 мм; длина шпонки l = 80 мм при длине ступицы 90 мм. Крутящий момент, передаваемый шпонкой,

Отсюда

Из приведенных расчетов следует, что условие прочности шпонок на ведомом валу обеспечено.