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 Ft получим вращающиймомент (рис. 6.4):
Рис. 6.4. Приведение окружной и
осевой силы к центру сечения вала
Н·м,
вместо
T3 = 1764,71 Н·м, (п. 1.8)
где
Ft= 12783,03 Н (п. 3.7)
dW3 = 301мм. (п. 3.5)
Изгибающий момент (рис. 6.4) будет равен:
Н·м,
где Fа =2285,61 Н (п.3.9).
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. 6.5).
6.2.2. Вычисляем и строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Определяем реакции опор. Из схемы (рис.6.5) следует, что
Zc =ZD= Ft∕ 2 = 12783,03 ⁄ 2=6391,52 Н,
где Ft=12783,03 Н (п.3.7)
,
Н·м,
.
В масштабе М 1:40 строим эпюру (рис. 6.5).
6.2.3. Вычисляем и строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Определяем реакции опор.
,
,
Н,
Н, (п. 3.9)
м, (п.
5.4)
,
,
Н,
Проверка:
, 
,
,
-4726,76+4726,76=0
.
Вычисляем значения изгибающих моментов.
,
Н·м,
Н·м,
.
В масштабе М 1:20 строим эпюру (рис. 6.5).
6.2.4. Вычисляем и строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
Аналогично предыдущему (п. 6.4.1):
,
Н·м,
Н·м,
,
.
В масштабе М 1:40 строим эпюру (рис. 6.5).
Из построенных эпюр (п. 6.2.1) и (п.6.4.2) следует, что опасным сечением является 2 (рис. 6.5), где
TK =1923,84Н∙м = 1923,84∙103 Н·мм,
=
613,11Н∙м = 613,11∙103Н·мм.
6.2.5. Проверяем условие прочности по 3-ей теории прочности.
При
мм
(п. 3.10.2) и
Н/мм2
(п. 6) по условию прочности (6.1)
≤
[σ],
следует:
Н/мм2
≤ [σ]=250
Н/мм2,
т.е. условие прочности выполняется.
Рис. 6.5. 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 косозубой передачи выбраны роликоподшипники однорядные легкой широкой серии 7518 (п. 3.11), где
мм,
мм,
мм,
кН,
кН,
.
Эквивалентную нагрузку определяем по формуле
, (7.1)
где
Н
(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).
Таблица 12.26,[7]
Значения X и Yдля подшипников
Радиально-упорные конические и радиальные самоустанавливающиеся роликоподшипники
-
Однорядные
Двухрядные
е
Х
Y
X
Y
X
Y
X
Y
1
0
0,4
0,4ctg α
1
0,45 ctg α
0,67
0,67 ctg α
1,5 tg α
Отношение
,
где
FA = 2285,61 Н (п. 3.9), (п. 3.9)
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 = 10/3 – показатель степени для роликоподшипников, 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
Lh = 10000 часов.