10. Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала

После выполнения эскизной компоновки редуктора необходимо провести проверочные расчеты валов и подшипников.

В курсовом проекте проверочный расчет выполняется только для быстроходного вала, как более нагруженного. Расчет вала проводится на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составляем расчетную схему вала (рисунок 10,а). К быстроходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи и ременной передачи. Необходимо правильно расположить силы в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков быстроходного вала получены после эскизной компоновки редуктора.

Рассмотрим вертикальную плоскость YAX (рисунок 10,б). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес F_t перенесем на ось вала, добавляя момент, равный F_t  d₂/2.

От действия окружной силы F_t, возникают реакции в опорах , так как передача расположена симметрично относительно опор. Максимальное значение изгибающего момента в вертикальной плоскости , Н  мм, (рисунок 10,в) равно

.

Рассмотрим горизонтальную плоскость ZAX (рисунок 10,г).

Определим реакции в опорах .

(10.1)

где – сила давления на вал со стороны ременной передачи, Н.

Решая последнее уравнение относительно реакции , получим

Решая последнее уравнение относительно реакции , получим

Знак минус означает, что реакция направлена в противоположную сторону от принятого направления, поэтому поменяем ее направление на рисунке 10, г. После определения реакций в опорах необходимо провести проверку по уравнению

; (10.2)

.

Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно.

Определим изгибающие моменты в сечениях вала.

В точке В изгибающий момент равен

.

В точке К изгибающий момент равен

.

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 10, д).

Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов , Н  мм, (рисунок 8,е) по зависимости

. (10.3)

В точке К суммарный изгибающий момент равен

.

На участке вала от точки К до конца выходного участка (рисунок 10,а) действует также и крутящий момент Т₂ =152300 Н  мм, эпюра которого показана на рисунке 10,ж.

Рисунок 10 – Схема нагружения быстроходного вала, эпюры внутрен- них силовых факторов

11. Проверка подшипников на долговечность

Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.

В опоре А (рисунок 10,а) суммарная реакция , Н, равна

.

В опоре В (рисунок 8,а) суммарная реакция , Н, равна

.

Выбранные в пункте 6 подшипники для быстроходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора В, радиальная сила в которой равна . Долговечность выбранных шарикоподшипников , ч, определяется по формуле [4]:

, (11.1)

где = 660 мин^–1 – частота вращения быстроходного вала;

= 61800 Н – динамическая грузоподъемность подшипника быстроходного вала, определенная в пункте 11.2 (таблица 17);

– приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости [4]

, (11.2)

где коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника [4];

коэффициент режима нагрузки (таблица 12);

температурный коэффициент. Если при работе редуктор не нагревается выше 100⁰, то можно принять [4].

Приведенная нагрузка по формуле (92) равна

.

Долговечность подшипника равна

.

Расчетная долговечность подшипника должна быть не меньше допускаемой ч [4]. Если расчетная долговечность подшипников меньше допускаемой, то выбираем более тяжелую серию подшипника. Если расчетная долговечность подшипников намного больше срока службы машины, то выбираем более легкую серию подшипника.