6.2. Для ведомого вала строим эпюры крутящих и изгибающих моментов.

И зобразим схематично ведомый вал со всеми силами, возникающими в зацеплении. Приведем все силы к центру тяжести вала.

Аналогично предыдущему, в результате приведения окружной силы F_t получим вращающий момент (рис. 6.3):

Рис. 6.3. Приведение окружной

силы к центру сечения вала

Н·м,

вместо

T₃ = 1764,71 Н·м (п. 1.8)

где

F_t =9039,43Н (п. 3.7)

d_W3 = 420 мм. (п. 3.5)

6.2.1. Вычисляем и строим эпюру крутящих моментов.

Валы расположены по разные стороны от корпуса редуктора.

,

Н·м,

Н·м,

где

Н·м. (п. 6.2)

В масштабе М 1:200 строим эпюру (рис. 6.4).

6.2.2. Вычисляем и строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Определяем реакции опор

Н,

где F_t=9039,43 Н (п.3.7)

Проверка:

,

,

,

,

.

Вычисляем значения изгибающих моментов (рис. 6.4).

,

Н·м,

.

В масштабе М 1:20 строим эпюру (рис. 6.4).

6.2.3. Вычисляем и строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Определяем реакции опор. Из схемы (рис.6.4) следует, что

Y_C =Y_D=F_r /2=1645,18 Н,

где

Н, (п. 3.9)

Проверка:

, ,

,

.

Вычисляем значения изгибающих моментов.

,

Н·м,

.

В масштабе М 1:10 строим эпюру (рис. 6.4).

6.2.4. Вычисляем и строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Аналогично предыдущему (п. 6.4.1):

,

Н·м,

,

.

В масштабе М 1:20 строим эпюру (рис. 6.4).

Из построенных эпюр (п. 6.2.1) и (п.6.4.2) следует, что опасным сечением является 2 (рис. 6.4), где

T_K =1898,28 Н∙м = 1898,28∙10³ Н·мм,

= 447,33 Н∙м = 447,33∙10³ Н·мм.

6.2.5. Проверяем условие прочности по 3-ей теории прочности.

При мм (п. 3.10.2) и Н/мм² (п. 6) условие прочности (6.1)

,

Н/мм² ≤ [σ]=250 Н/мм²

т.е. условие прочности выполняется.

Рис. 6.4. Эпюры ведомого вала

7. Проверка долговечности подшипников

7.1. Ведущий вал.

Определяем суммарную радиальную нагрузку. Раньше было получено, что для опоры А:

Н, (п. 6.1.2)

Н, (п. 6.1.3)

Н.

Для опоры В:

Н, (п. 6.1.2)

Н, (п. 6.1.3)

Н.

Подшипник проверяем по более нагруженной опоре, т.е. принимаем

Н.

Для прямозубой передачи выбраны радиальные шарикоподшипники легкой серии 213 (п. 3.11), где

мм,

мм,

мм,

кН,

кН.

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле

, (7.1)

где (п. 7.1), - коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника, - температурный коэффициент при 150ºС, - коэффициент безопасности (зубчатые передачи 7-й и 8-й степени точности), (с. 362, табл. 12.27, [7]: К = 1,3…1,5).

Отношение

,

тогда (с. 360, [7], табл. 12.26) находим

, .

Эквивалентная нагрузка (7.1) в данном случае будет равна:

Н.

Расчетная долговечность в миллионах оборотов

,

где р = 3 – показатель степени для шарикоподшипников, тогда

млн. оборотов.

Расчетная долговечность в часах

,

где

об/мин,

а

с^-1. (п. 3)

Тогда

ч.

Результат приемлемый, так как минимально допустимая долговечность подшипников для зубчатых редукторов

L_h = 10000 часов.