3. 7. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Составляем расчётную схему вала в виде двухопорной балки и определяем силы ,нагружающие подшипники (см. рис.13). Ft₂= 4090 Н, F_г2= 1380 Н и F_а2= 557 Н. Консольная нагрузка от муфты: F_м=125

Расстояние между точками приложения реакций, полученные из компоновки: l₁= 125мм l₂= 82мм, l₃= 148 мм.

Определяем опорные реакции в плоскости XOZ:

ΣM (3)=0; -F_t2· l₃-R_x4 (l₂+ l₃)+F_м· (l₁+ l₂+l₃)=0;

R_{x 4}= -F_t2· l₃ +F_м· (l₁+ l₂+l₃)/ (l₂+ l₃) = ;

ΣM(4)=0; -R_x3 (l₃+ l₂) +F_t2· l₂+F_м· l₁ =0;

R_x3= F_t2· l₂+F_м· l₁ /(l₃+ l₂) =

Проверка: R_х4-R_х3+ F_t2 –F_м =0;

В плоскости YOZ:

ΣM(3)=0; R_у4 (l₂+ l₃) -F_r2· l₃-F_а2·( d_m2/2)=0;

R_у4 = F_r2· l₃+F_а2·( d_m2/2)=/(l₁+ l₂)=

ΣM(4)=0; -R_у3 (l₃+ l₂) +F_r2· l₂-F_а2·( d_m2/2)=0;

R_у3 = F_r2· l₂-F_а2·( d_m2/2) /(l₃+ l₂)=

Проверка: R_y3-R_y4+F_r2 =0;

Рис.13 Расчётная схема ведомого вала

Суммарные радиальные реакции опор:

Осевые реакции в подшипниках:

S₃=0,83 е Rr₁ =0,83^.0,37^. 2686=825Н

S₄=0,83 е Rr₂ =0,83^.0,37^. 1372=423Н

S₃ >S₄, F_а2>0_, тогда Fа₃= S₃ =825Н

Fа₄= S₃ +F_а2= 825+557=1382Н

Для более нагруженного подшипника №3:

Отношение F_а3 /R_r3 = 825/2685=0, 3 < е, тогда осевую силу не учитываем.

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · R_r1 + Y · Fа₄) · K_б · K_T

Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 1

Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 0;

P_Э =(1^. 2985)^.1,3^.1=3491 Н

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Р_э)³/60n₂,

где n ₂- частота вращения ведомого вала ;

С- динамическая грузоподъемность подшипника№7210, Кн.

Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому принятые подшипники № 7210 подходят для ведомого вала редуктора.

4.8 Проверка прочности шпоночных соединений.

Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяют шпонки. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические с плоскими торцами по ГОСТ 23360-78 [1, табл. 8.9] (рис.14) .

Материал шпонок - сталь 45 , термообработка- нормализация.

Соединение проверяют на смятие боковых граней шпонки:

,

где Т – крутящий момент на валу;

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза под шпонку в валу, мм;

[σ]_см – допускаемое напряжение смятия,

[σ]_см =120 МПа, т. к. привод является нереверсивным;

l – рабочая длина шпонки, мм

Рис.14 Эскиз шпоночного соединения

4. 8.1 Расчет шпонки выходного конца быстроходного вала:

Принимаем длину выходного конца быстроходного вала 42 мм [3, табл.7.1]

Т₁=132,9 ·10³ Н·мм; bxh=8х7мм; l=34мм; t₁=4,0 мм; d=28 мм;

σ_см =2·132,9 ·10³/34·(7-4)·28=91,8 МПа<[σ]_см.

4. 8.2 Расчет шпонки выходного конца тихоходного вала:

Принимаем длину выходного конца тихоходного вала 58 мм

Т₃=319^.10³ Н·мм; bxh=10х8мм; l=46мм; t₁=5,0 мм; d=36мм;

σ_см =2·319^.10³/36·(8-5)·46=96,0 МПа<[σ]_см.

4. 8. 3 Расчет шпонки под колесом тихоходного вала:

Т₃=319^.10³ Н·мм; bxh=18х11мм; l=58мм; t₁=7,0 мм; d=60мм;

σ_см =2·319^.10³ /60·(11-7)·58=45,7 МПа<[σ]_см.

Расчетные напряжения смятия не превышают допускаемых, прочность шпоночных соединений достаточна.