4. 7. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
Составляем расчётную схему вала в виде двухопорной балки и определяем силы ,нагружающие подшипники (рис.11). Ft2= 2558 Н, Fг2= 950 Н и Fа2= 519 Н.
Расстояние между точками приложения реакций, полученные из компоновки: l1= 58 мм l2= 58 мм, l3= 100 мм.
Консольная нагрузка от муфты: Fм=125
Определяем опорные реакции в подшипниках.
В плоскости XOZ:
ΣM (3)=0; -Ft2· l1+Rx4 (l1+ l2)+ Fм· l3=0;
Rx
4=
Ft2·
l1-Fм·
l3/
(l1+
l2) =
;
ΣM(4)=0; -Rx3 (l1+ l2) +Ft2· l1+Fм·(l1+ l2+l3) =0;
Rx3=
Ft2·
l1+Fм
(l1+
l2+l3)
/(l1+
l2) =
Проверка: Rх4-Rх3- Ft2 –Fц =0;
В плоскости YOZ:
ΣM(3)=0; Rу4 (l1+ l2) -Fr2· l2+Fа2·( d2/2)=0;
Rу4
= Fr2·
l1-Fа2·(
d2/2)=/(l1+
l2)=
ΣM(4)=0; -Rу3 (l1+ l2) +Fr2· l2+Fа2·( d2/2)=0;
Рис.11 Схема нагружения ведомого вала.
Rу3
= Fr2·
l2+Fа2·(
d2/2)
/(l1+
l2)=
Проверка: Ry3+Ry4- Fr2 =0;
Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:
Осевые реакции в подшипниках:
S3=0,83 е Rr3 =0,83.0,41. 4308=1466Н
S4=0,83 е Rr4 =0,83.0,38. 287=97,5Н
S3 >S4, Fа2> S3 -S4, , тогда Fа4= S4 =97,5Н
Fа3= S4 +Fа2= 97,5+519=616,5Н
Для более нагруженный подшипника №3. Отношение Fа3/ Rr3 = 616,5/4380=0,138 < е, тогда осевую силу не учитываем.
Эквивалентная нагрузка: PЭ = X · v · Pr3 · Kб · KT=1.4380.1,3=5694 Н
Расчетная долговечность подшипника в часах:
Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому выбранные подшипники № 7209 подходят для ведомого вала привода.
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].
Материал шпонок - сталь 45, термообработка – нормализация. Соединение проверяем на смятие:
,
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 =100 МПа,
l – рабочая длина шпонки, мм
Рис.12 Эскиз шпоночного соединения
4.8.1. Расчет шпонки выходного конца быстроходного вала:
Принимаем длину выходного конца быстроходного вала 58 мм [3, табл.7,1]
Т1=52,47·103 Н·мм; bxh=8х7мм; l=26мм; t1=4,0 мм; d=20мм;
σсм =2·57,43·103/20·(7-4)·26=73,6 МПа<[σ]см.
4.8.2. Расчет шпонки выходного конца тихоходного вала:
Принимаем длину выходного конца тихоходного вала 42мм
Т3=203,6.103 Н·мм; bxh=8х7мм; l=28мм; t1=4,0 мм; d=32мм;
σсм =2·203,6.103/28·(7-4)·32=151,4МПа>[σ]см.
Поскольку расчетные напряжения смятия превышают допускаемые, устанавливаем две шпонки под углом 180 градусов относительно друг друга, тогда:
σсм =151,4 /2=75,7МПа<[σ]см.=100МПа
4.8. 3. Расчет шпонки под колесом тихоходного вала:
Т3=203,6.103 Н·мм; bxh=16х10мм; l=55мм; t1=6 мм; d=52мм;
σсм =2·203,6.103 /50·(10-6)·55=40,1 МПа<[σ]см.
4. 9 Выбор уплотнений валов
Для проектируемого редуктора выбираем однокромочные манжетные уплотнения. Их применяют при небольших и средних скоростях Поверхность вала под уплотнение должна быть закаленной до твердости HRC 40, параметр шероховатости Ra = 0,32 мкм; допуск вала под уплотнение h11. Ресурс манжет в зависимости от качества резины колеблется от 3000 до 5000 ч. Манжетные уплотнения надежно работают при значительных перепадах температур (от -45 до+150) (рис.13.)
Рис. 13 Резиновая армированная манжета ГОСТ 8752-79.
Размеры манжеты для ведущего вала: d х D х h=30х 52 х10мм
Размеры манжеты для ведомого вала: d х D х h=45х 65 х10мм
Манжеты применяют при скорости скольжения до20м/с.
Скорость скольжения ведущего вала:
Vcк1=
,
где n1- частота вращения ведущего вала редуктора; n1=339,2мин-1;
dп1 – диаметр вала под манжетой; dп1 =30мм
Vcк1=
Скорость скольжения ведомого вала:
Vcк2=
,
где n2- частота вращения ведущего вала редуктора; n2=84,9мин-1;
dв1 – диаметр вала под манжетой; dв1 =90мм
Vcк1=
Поскольку рабочая скорость в зоне контакта кромки манжеты меньше допускаемой, выбранные манжеты подходят в качестве уплотнений для проектируемого редуктора.