5.2.1 Определение диаметров ведущего вала в опасных сечениях по совместному действию изгиба и кручения

Диаметр в опасном сечении определяется по формуле:

, (77)

где =410 МПа (см. п. р. 3.1)

- приведенный или эквивалентный момент, определяемый по третьей теории прочности

, (78)

где - суммарный изгибающий момент,

(79)

мм

мм

Прочность вала обеспечена, т.к.

5.3 Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих крутящих моментов для ведомого вала

На основании составленных расчетных схем для косозубой передачи для ведомого вала определяем реакции опор в двух плоскостях и изгибающие моменты.

В вертикальной плоскости:

(80)

(81)

Проверка:

Определяем изгибающие моменты методом характерных точек

(82)

В горизонтальной плоскости:

(83)

(84)

Проверка:

Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

(85)

Рис. 7 – Эпюра изгибающих и крутящих моментов ведомого вала одноступенчаторедуктора с цилиндрическими косозубыми колёсами

5.3.1 Определение диаметров ведомого вала в опасных сечениях по совместному действию изгиба и кручения

Диаметр в опасном сечении определяется по формуле:

, (86)

где =410 МПа (см. п. р. 3.1)

, (87)

мм

мм

Прочность вала обеспечена, т.к.

6 Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности

6.1 Расчёт подшипников качения для ведущего вала

Рис. 8 – Схема к расчету шариковых подшипников ведущего вала редуктора

Н, Н, Н, Н (см. п. р. 5.2)

n₁ = 730 мин^-1 (см. п. р. 1.9)

часов (по условию задания)

Н (см. п. р. 2.10)

N = 36308 (см. п. р. 3.2)

(см. п. р. 3.2)

⁰ [1, c.18]

Долговечность подшипника [1, c.105] :

час, (88)

где - динамическая радиальная грузоподъемность, кН

- эквивалентная нагрузка, кН

- показатель степени, - для шариковых подшипников

- по указанию [1, c.105]

Радиальные усилия, воспринимаемые подшипниками:

(89)

(90)

Определяем отношение осевой нагрузки в статической грузоподъемности:

(91)

По полученному значению отношения определяем коэффициент осевого нагружения [3, c.14] и [1, c.101, табл. 6.1]:

Осевые составляющие радиальной нагрузки по [1, c.101]

Н (92)

Н (93)

По рекомендации [1, c.101, табл. 6.1] выбираем осевые силы, нагружающие подшипники :

Н (94)

Н (95)

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р для радиальных подшипников:

[1, c.103] (96)

где ,– коэффициенты радиальной и осевой нагрузок

= 0,45, = 1,78 [1, c.101, табл. 6.1]

- вращающееся внутреннее колесо, по рекомендации [1, с.103]

- коэффициент безопасности, по рекомендации [1, с.104, табл. 6.3]

- температурный коэффициент, учитывающий рабочую температуру нагрева подшипника

По рекомендации [1,с.105, табл. 6.4] принимаем температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника до 100⁰С,

Н

часов

Выбранный подшипник пригоден, т.к. , 37,6∙10³ ч > 12,5∙10³ ч