4.7.2 Ведомый вал.

Силы в зацеплении: окружная F_t2=12964 H, радиальная F_r2=5471 H.

Расстояние между точками приложения реакций, полученные из компоновки: l₁= 130 мм; l₂= 130 мм; l₃= 175 мм.

Консольная нагрузка от муфты: F_м=125

Схема нагружения ведущего вала показана на рис.11.

Определяем опорные реакции в подшипниках.

В плоскости XOZ:

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

R_x4= F_{м (}l₃+ l₂+ l₁)+F_t2· l₁/ (l₁+ l₂) =

ΣM (4)=0; -F_мl₃+ F_t2· l₂-R_x3 (l₁+ l₂) =0;

R_x3 =- F_мl₃+ F_t2· l₂/ (l₁+ l₂) = ;

Проверка: R_х3+ R_х4- F_t2 – F_м=0;

В плоскости YOZ: ΣM(3)=0;

R_у4 (l₁+ l₂) -F_r2· l₁ =0;

Рис.11 Расчетная схема ведомого вала

R_у4 = F_r2· l₁ /(l₁+ l₂)=

ΣM(4)=0; -R_у3 (l₁+ l₂) +F_r2· l₂ =0;

R_у3 = F_r2· l₂ /(l₁+ l₂)=

Проверка: R_y3+ R_y3- F_r2 =0;

Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:

Проверим долговечность подшипников по более нагруженной опоре № 4:

Эквивалентная нагрузка подшипника определяется по формуле :

Рэ=(ХR_г4V+Y R_a4,) K^.K_,

где V – коэффициент, учитывающий вращение кольца; при вращении внутреннего кольца V =1;

Х – коэффициент, учитывающий величину радиальной силы; Х =1

Y – коэффициент, учитывающий величину осевой силы; Y =0

R_R4 – суммарная радиальная реакция опоры, Н;

R_А – осевая сила, действующая на подшипники; R_А =0;

Рэ=1^.1^.16238^.1,3^. 1=21110 Н.

Расчетная долговечность определяется по формуле :

где m – показатель степени: для шарикоподшипников m=3;

С_r – динамическая грузоподъемность подшипника № 219А, кН;

n – частота вращения выходного вала, мин^-1; n =115 мин^-1;

Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов , поэтому выбранные подшипники №219А подходят для ведомого вала привода.

4.8 Проверка прочности шпоночных соединений

Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяют шпонки. Выбираем шпонки по ГОСТ 23360-78, материал шпонок - сталь 45; термообработка- нормализация (рис.12).

Рис.12 Эскиз шпоночного соединения.

Соединение проверяем на смятие:

,

где Т – крутящий момент на валу, Нмм

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 =120МПа для стальных деталей

l_р– рабочая длина шпонки; l_р=l-b, мм

Ведущий вал:

Шпонка на входном участке вала под шкивом ременной передачи.

Выбираем шпонку с размерами bxhхl=16х10x60мм; [3, табл.8.9]

d_в=55мм; Т₁=534,5Нм; t₁= 6мм, рабочая длина шпонки: lр= l-b=76-16=60 мм

.

Ведомый вал:

Шпонка на выходном участке вала под муфтой.

Выбираем шпонку с размерами bxhхl=22х14x104мм;

d_в=80мм; Т₂=2074,3 Нм; t₁=9мм. lр=95мм

.

Шпонка под зубчатым колесом:

Выбираем шпонку призматическую, сечением bxhхl=28х16x170мм;

d_в=100 мм; Т₂=2074,3Нм; t₁=10мм.

Так как полученные расчетные значения меньше допускаемых, то выбранные шпонки можно применять в редукторе.

4.9 Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов проводится для определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях валов и проверки условия:

S>[S]_min=2,5, где S – расчетный коэффициент запаса прочности.

Материал валов – сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Предел прочности σ_В=900МПа. [2,табл.1] . Предел прочности стали при симметричном цикле изгиба:

σ_-1=400 МПа. Предел прочности стали при симметричном цикле кручения:

τ_-1=0,58·σ_-1= 0,58^.400=232МПа.