10. Проверка работоспособности подшипников тихоходного вала редуктора.

R_A = 334,5 Н

R

F_a2

R_A

R_B

S_B

S_A

_B = 658,2 Н

F_a2 = 432,3 Н

С = 42,6 кН

С_о = 24,7 кН

α = 26^о

n₃ = 76,39 об/мин

подшипники шариковые радиально-упорные;

для подшипников с α = 26^о → е = 0,68 , [1] табл.9.18

― осевые составляющие радиальных реакций подшипников: [1] формула 9.9

S_A = e*R_A = 0,68*334,5 = 227,5 Н;

S_В = e*R_В = 0,68*658,2 = 447,6 Н.

― осевые нагрузки подшипников:

P_A = S_A = 227,5 Н;

P_B = S_В + F_a2 = 447,6 + 432,3 = 880 Н.

― рассматриваем отношения:

P_A/ R_A = 227,5/334,5 = 0,68 = e → x_A = 1, y_A = 0 [1] табл.9.18

P_B/ R_B = 880/658,2 = 1,34 > e → x_B = 0,41, y_B = 0,87

― эквивалентная нагрузка:

Р_ЭА = V*R_A*К_б*К_т [1] с.212

Р_ЭВ = (x_B* V* R_B + y_B* P_B)* К_б*К_т

где V = 1 ― для подшипников, у которых вращается внутреннее кольцо

К_б = 1,8 [1] с.214

К_т = 1

Р_ЭА = 1*334,5*1,8*1 = 602,5 Н;

Р_ЭВ = (0,41*1*658,2 + 0,87*880)*1,8*1 = 1864 Н.

Далее рассматриваем наиболее нагруженный подшипник опоры В

― подшипн ики работающие при n > 10 об/мин проверяются на динамическую грузоподъемность , [1] с.211

L_h = > [L_h] = 5000 час, срок службы привода

L_h = = 2,6*10⁶ час,

2,6*10⁶ > 0,005*10⁶ час ― условие выполняется.

11. Проверка работоспособности шпоночных соединений тихоходного вала редуктора.

Шпоночные соединения:

1. выходной конец вала – ступица муфты;

2. вал – ступица конического колеса.

№ соединения	Т, Н*м	d, мм	l, мм	b*h, мм	t1, мм	t2 , мм
1	120	30	40	10*8	5,0	3,3
2	120	40	55	12*8	5,0	3,3

шпонки устанавливаем призматические по ГОСТ 23360–78

l _{ш 1} = 40 – 4 = 36 мм,

l_p1 = l₁–b₁ = 36–10 = 26 мм,

l_ш2 = 55 –5= 50 мм,

l_p2 = l₂–b₂ = 50–12 = 38 мм.

Шпоночные соединения проверяем на смятие

σ_см = < [σ_см] = 120 МПа, для стальных ступиц , [1] с.170

σ_см1 = = 102,6 МПа < 120 МПа;

σ_см2 = = 52,6 МПа < 120 МПа, все условия выполняются

12. Уточненный расчет тихоходного вала редуктора (определение коэффициента запаса прочности).

Схему нагружения вала см. раздел 11

Проверяем наиболее нагруженное сечение вала в т. К

Под колесом в сечении действуют:

М_К = 87,7 Н*м

Т₃ = 120 Н*м

F_a2 = 432,3 H

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

d = 40 мм, b = 12 мм, t₁ = 5 мм.

― моменты сопротивления сечения изгибу и кручению

W_нетто = = = 5,36*10³ мм³;

W_{к нетто} = = = 11,64*10³ мм³.

― амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных и касательных напряжений , [1] с.163

σ_V = М_К/ W_нетто = 87,7 *10³*/5,36*10³ = 16,36 МПа;

σ_m = (4*F_a)/π*d² = (4*432,3)/3,14*40² = 0,344 МПа;

.

принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050-88, таким образом улучшение σ_b = 780 МПа

― пределы выносливости: [1] с.162; [1] с.164

σ_-1 = 0,43* σ_b = 0,43*780 = 335 МПа;

= 0,58* σ_-1 = 0,58*335 = 194 МПа.

― коэффициенты:

К_σ = 1,79 = 0,69 [1] табл. 8.5

ψ _σ = 0,2 [1] с.164

= 0,1 [1] с.166

― масштабные факторы:

Σ _σ = 0,81 = 0,69 [1] табл. 8.8

― коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: [1] с.162; [1] с.164

― результирующий коэффициент запаса прочности

> [S] = 2,5

= 6,47 > 2,5 ,условие выполняется.