Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

Р_э1 =v·P_r1·К_Б·К_Т

Расчётная долговечность, млн. об. [1, стр.211]

4790,92 (млн. об).

Расчётная долговечность, ч:

Подшипники приемлемы.

Ведомый вал:

Суммарные реакции:

,

.

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формуле (9.9 стр. 216):

Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21). В нашем случае S₃<S₄; F_a2>S₄-S₃; тогда P_a3=S₃=80,09; P_a4 = S₄+ F_a2 = 242,55+ 463,14 = 705,69 Н

Рассмотрим верхний подшипник.

Отношение , поэтому не следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э3=v·P_r3·К_Б·К_Т

Расчётная долговечность, млн. об. [1, стр.211]

(млн. об).

Расчётная долговечность, в часах (стр. 211)

ч>t_час=44100ч

где n=458,57 об/мин – частота вращения ведомого вала.

Найденная долговечность приемлема.

Рассмотрим нижний подшипник.

Отношение ,поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле 9.3 (стр. 212):

;

;

Расчётная долговечность, млн. об. (стр.211)

(млн. об).

Расчётная долговечность, ч

ч,

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.

VIII. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных, гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют по таблицам гл. IX; размеры шпонок - по таблицам гл. VIII. Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предварительного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку. Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой. Мазеудерживающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1 - 2 мм.

Подшипники размещаем в стакане. Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор.

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5 - 1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х = 15 мм, у₂ = 15 мм и др.

Используя расстояния с₁ и с₂, вычерчиваем подшипники.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала, а с другой - в мазеудерживающее кольцо.

Наносим толщину стенки корпуса δ=8 мм и определяем размеры основных элементов корпуса.

IX. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (стр.169). Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле (стр.171)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа.

Напряжение среза:

Допускаемы напряжения среза при

Ведущий вал:

1.Шпонка на выходном концу ведущего вала.

d_в1= 25 мм; сечение и длина шпонки b x h x l= 8 x 7 x 56 мм; глубина паза по ГОСТ 23360-78 t₁=4 мм; момент на ведущем валу Нмм;

(МПа)

(МПа)<

Ведомый вал:

1.Шпонка на выходном концу ведомого вала.

d_в2= 28 мм; сечение и длина шпонки b x h x l= 8 x 7 x 32 мм; глубина паза t₁=4мм; момент на ведомом валу Нмм;

(МПа)

(МПа)<

2.Шпонка под зубчатым колесом ведомого вала.

d _к2= 40мм; сечение и длина шпонки b x h x l= 12 x 8 x 32мм; глубина паза t₁=5 мм; момент на ведомом валу Нмм;

(МПа)

(МПа)<

X. Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательное от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]=2.5..3. Прочность соблюдена при .

Материал валов – сталь 40Х улучшенная; σ_в=930 МПа (таблица 3.3).

Пределы выносливости:

предел выносливости при симметричном цикле изгиба (стр. 162):

σ_-1 = 0,43σ_в = 0,43·930 = 400 МПа;

предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

τ-₁ = 0,58σ-₁ = 0,58·400 = 232 МПа.

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Сечение под шпоночной канавкой(А-А).

M_у= M_y2=0 Hмм

M_x=M_x2=0

Суммарный изгибающий момент

Н·мм;

Сечение под подшипником(Б-Б).

M_y=M_y1=-47664,7Hмм

M_х=M_х1=47664,7 Hмм

Суммарный изгибающий момент

Н·мм;

Момент сопротивления сечения

мм³

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициенты (стр. 166):

Коэффициент шероховатости:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Полярный момент сопротивления:

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

По таблице 8.5, 8.8 коэффициенты:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр.164)

,

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Условие s > [s] выполнено.

Сечение под шестерней(С-С).

M_у=21035 Hмм

M_х=-72063

Суммарный изгибающий момент

Н·мм;

Момент сопротивления сечения

мм³

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент шероховатости поверхности:

по таблице 8.7 (стр. 166) отношение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Полярный момент сопротивления:

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

По таблице 8.7 ;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр.164)

,

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Условие s > [s] выполнено.

Ведомый вал:

Сечение под правым подшипником(Е-Е).

M_х=M_х4=25015,6 Hмм

M_у=M_у4=11236,21 Hмм

Суммарный изгибающий момент

Н·мм;

Момент сопротивления изгибу(1, табл.8.5)

Амплитуда сопротивления сечения:

МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (стр.162)

,где среднее напряжение , коэффициент

Полярный момент сопротивления:

мм³

Амплитуда касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр. 164)

По таблице 8.7

Результирующий коэффициент запаса прочности

.

Условие s > [s] выполнено.

Сечение под зубчатым колесом(Д-Д).

M_х=M_х3=-52743 Hмм

M_у=M_у3=-22472.82 Hмм

Изгибающий момент

Н·мм;

Момент сопротивления сечения

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициенты по таблице 8.5, 8.8:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (стр.162)

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла по касательным напряжениям

МПа.

По таблице 8.5, 8.8:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр. 164)

,

Результирующий коэффициент запаса прочности

.

Условие s > [s] выполнено.

Во всех сечениях выполнено условие s>[s].