6.2 Проверочные расчеты подшипников выходного вала.

Аналогично получим расчеты для тихоходного вала:

e=0,37, принимаем e=0,38;

y=1,6;

R_a2=R_s1+F_a2, гдеR_s1=0,83*e*R_D=0,83*0,38*10968=3459,3H,

R_a2=3459,3+1005=4464,3 H;

R_a2/(V*R_D)=4464,3/(1*10968)=0,41>e→ R_e=(X*V*R_r+Y*R_a2)*K_б*K_r,

R_e=(0,56*1*10968+1,6*4464,3)*1*1=13285H;

С_rp=R_e ,где m=3,33, w=3,14с^-1, L_h=23600ч и L_10h= ( )^3,33,

С_rp=40949 Н и L_10h=22926 ч

C_r=40600 Н.

Незначительная перегрузка подшипников допустима в КП.

Подшипники качения валов редуктора прошли проверку по динамической грузоподъемности.

Глава 7. Проверочные расчеты соединений «Вал-ступица» (шпоночные, с натягом и т.Д.)

Шпоночные соединения.

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где F_t– окружная сила на колесе, Н;

А_см= (0,94*h-t₁)*l_p – площадь смятия;

l_p=l-b – рабочая длина шпонки;

h – высота паза;

t₁ – глубина паза;

l – длина шпонки;

b – ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8×7×18.

Допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 150 МПа.

l_p=18-8=8=10 мм;

А_см= (0,94*7-3,5)*10 = 30,8 мм²;

_см = 1005/30,8 = 32,6 МПа→ условие прочности выполняется.

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 18×11×50.

Допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 150 МПа.

l_p=50-18=32 мм;

А_см= (0,94*11-7)*32 = 106,9 мм²;

_см = 4005/106,9 = 37,5 МПа→ условие прочности выполняется.

Шпонка на выходном конце вала: 14×9×36.

Допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 150 МПа.

l_p=36-14=22 мм;

А_см= (0,94*9-5,5)*22 = 65,1 мм²;

_см = 4005/65,1 = 62,5 МПа→ условие прочности выполняется.

Во всех случаях условие σ_см< [σ]_см выполняется, следовательно, устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов.

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила, приходящаяся на один винт F_в = 0,5*R_y, где R_y– большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного или тихоходного валов.

F_вб = 0,5*2023 = 1011,5 Н;

F_вт = 0,5*10968 = 5484 Н.

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения стальных или чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки затяжных винтов:

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в;

F_pб =[1,5(1 – 0,3) + 0,3]*1011,5 = 1365,5H;

F_pт = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]*5484 = 7403,4H;

Определяем площадь опасного сечения винтов:

А = πd_p²/4 = π(d₂ – 0,94p)²/4, где

d₂ – наружный диаметр винта,

р – шаг резьбы.

d₂=24 мм, р=3 мм.

А = π*(24 – 0,94∙3)²/4 = 352,1 мм².

Определим эквивалентные напряжения:

_экв = 1,3*F_p/А<[ ];

_{экв б} = 1,3*1365,5/352,1 = 5 МПа;

_{экв т} = 1,3*7403,4/352,1 = 27 МПа.

Условие прочности соблюдено.