4.8.2.Ведомый вал.

Окружная сила: F_t2= 5932 H; радиальная сила F_r2= 2159 H.

F_м2- консольная нагрузка от муфты; F_м2=125

Расстояния между точками приложения реакций получены из первого этапа эскизной компоновки редуктора: l₁= 84 мм l₂= 84 мм, l₃= 136 мм.

Определяем опорные реакции из уравнений статики в плоскости XОZ :

Σ М (4 ) =0;

Рис.12 Схема нагружения ведомого вала

F_м2· l₃+F_t2 l₂- Rx₃ ( l₁ + l₂)=0

Rx₃ = F_м2^. L₁+F_t1^. l₂/( l₁ + l₂)=

Σ М ( 3 ) =0; Fм₂ (l₁ + l₂ + l₃)- Rx₄ ( l₁ + l₂)- F_t2 l₁=0;

Rx₄ = Fм₂^. (l₁ + l₂ + l₃)- F_t2 ^.l₁/ (l₁ + l₂)=

Проверка: -Rx₄ + Rx₃ + F_м2 – F_t2 =0

В плоскости YОZ: Σ М (3 ) =0;

-F_r2 l₁+Rу₄ ( l₁ + l₂)=0

Rу₄= F_r2 l₂/( l₁ + l₂)=

Σ М ( 4 ) =0; -Ry₃^. ( l₁ + l₂)+Fr₂^. l₂;

Ry₃ =Fr₂^. l₂/ ( l₁ + l₂ )=

Проверка: Ry_l +Ry₂ - Fr₂ =0

Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:

Рассмотрим более нагруженный подшипник №3:

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · Pr_l + Y · Fа₁) · K_б · K_T

P_Э =1^. 6900^.1,4=9660Н

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Р_э)³/60n₁,

где n ₂- частота вращения ведомого вала ;

С- динамическая грузоподъемность подшипника № 214, Кн.

Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому выбранные подшипники № 214 подходят для ведомого вала редуктора.

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 (рис.13), [1, табл. 8.9].

Материал шпонок - сталь 45 – 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 =120 МПа, т. к. привод является нереверсивным;

l – рабочая длина шпонки, мм

Рис.13 Эскиз шпоночного соединения

4.9.1 Расчет шпонки выходного конца быстроходного вала:

Принимаем длину выходного конца быстроходного вала 82 мм

Т₁=324,4·10³ Н·мм; bxh=12х8мм; l=70мм; t₁=4,0 мм; d=40мм;

σ_см =2·324,4·10³/40·(8-4)·70 =57,9МПа<[σ]_см.

4.9.2 Расчет шпонки выходного конца тихоходного вала:

Принимаем длину выходного конца тихоходного вала 82 мм

Т₂=1328,8^.10³ Н·мм; bxh=16х10мм; l=70мм; t₁=5,0 мм; d=55мм;

тихоходного вала σ_см =2·1328,8^.10³/55·(10-5)·70=138 МПа>[σ]_см.

Поскольку напряжения смятии превышают допустимые, на выходном конце тихоходного вала устанавливаем две шпонки под углом 180⁰ , тогда:

σ_см =138/2=69 МПа<[σ]_см.

3. Расчет шпонки под колесом тихоходного вала:

Т₂=1328,8^.10³ Н·мм; bxh=22х14мм; l=92мм; t₁=9,0 мм; d=80мм;

σ_см =2·1328,8^.10³ /80(14-9)·92 =72,2 МПа<[σ]_см.

Прочность всех шпоночных соединений достаточна.

4.10 Уточненный расчет валов

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S[S]=2,5.