3. 8. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
Составляем расчётную схему вала в виде двухопорной балки и определяем силы ,нагружающие подшипники. (см. рис.12). Ft2= 1166 Н, Fг2= 158 Н,
Fа2= 392 Н. Консольная нагрузка от цепной передачи: Fц=5031Н.
Угол наклона цепной передачи равен 00., составляющие нагрузки:
Расстояние между точками приложения реакций, полученные из компоновки: l2= 102 мм c2= 160 мм, f2= 62 мм.
Определяем опорные реакции в подшипниках.
В плоскости XOZ:
ΣM (3)=0; -Rx4 (c2+f2)+Ft2· f2=0;
Rx
4=
Ft2·
f2/
(c2+f2)
=
;
ΣM(4)=0; Rx3 (c2+f2)-Ft2· f2=0;
Рис. 12 Расчётная схема ведомого вала.
Rx3=
Ft2·
f2/(
c2+f2)
=
Проверка: -Rх4-Rх3+ Ft2 =0;
В плоскости YOZ:
ΣM(3)=0; Fц (l2+c2+f2)-Rу4 (с2+ f2) +Fr2· f2+Fа2·( dm2/2)=0;
Rу4 = Fц (l2+c2+f2)+Fr2· f2+Fа2·( dm2/2)= /(l1+ l2)
=
ΣM(4)=0; Rу3 (c2+f2) -Fr2· с2+Fа2·( dm2/2)+ Fвх l2=0;
Rу3 = Fr2·
с2-Fа2·(
dm2/2)
–Fц l2
/( c2+f2)=
Проверка: Ry3-Ry4+Fr2 =0;
Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:
Осевые реакции в подшипниках:
S3=0,83 е Rr3 =0,83.0,38.25593=807Н
S4=0,83 е Rr4 =0,83.0,38.7613=2398 Н
S3 <S4, Fа2< S4 –S3, тогда Fа4= S4 =2398Н
Fа3= S4 +Fа2= 2398+392=2790Н
Для более нагруженного подшипника №
4: Отношение Fа4/Rr4
= 2398/7613=0,315
<
е, тогда осевую силу не учитываем,
Х=1,0; Y=0;.
Эквивалентная нагрузка: PЭ = (X · v · Rr1 + Y · Fа1) · Kб · KT=1.1.7613.1,3=9897Н
Расчетная долговечность подшипника в часах:
Lh = 106(С/Рэ)3/60n1,
где n 2- частота вращения ведущего вала ;
С- динамическая грузоподъемность подшипника № 7208, Кн.
Полученная долговечность меньше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому принимаем подшипники № 7508 легкой широкой серии, для которых С=56 кН, тогда
Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, поэтому принятые подшипники № 7508 подходят для ведомого вала редуктора.
3.9. 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.13) .
Рис.13 Эскиз шпоночного соединения.
Материал шпонок - сталь 45 , термообработка- нормализация.
Соединение проверяем 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
3.9.1. Расчет шпонки выходного конца быстроходного вала:
Принимаем длину выходного конца быстроходного вала 42 мм [3, табл.7.1]
Т1=58,5·103 Н·мм; bxh=8х7мм; l=42мм; t1=4,0 мм; d=32 мм;
σсм =2·58,5·103/32·(7-4)·42=29,0 МПа<[σ]см.
3.9.2. Расчет шпонки выходного конца тихоходного вала:
Принимаем длину выходного конца тихоходного вала 42 мм
Т3=140,5.103 Н·мм; bxh=8х7мм; l=38мм; t1=4,0 мм; d=30мм;
σсм =2·140,5.103/30·(7-4)·38=82,2МПа<[σ]см.
3.9. 3. Расчет шпонки под колесом тихоходного вала:
Т3=140,5.103 Н·мм; bxh=16х10мм; l=32мм; t1=6 мм; d=45мм;
σсм =2·140,5.103 /45·(10-6)·32=48,8 МПа<[σ]см.