9. Проверка долговечности подшипников.

Рассмотрим проекцию всех сил относительно оси Х:

М_А=0

F_t3  44 – F_t2  83 + R_Bx  (83 + 61)= 0

R_Bx = 82.78 H

М_В=0

F_t2  61 – F_t3  (44+83+61) + R_Ax  (83 + 61)= 0

R_Ax = 3687.22 H

Проверка: R_Ax + R_Вx = F_t2 + F_t3

82.78 +3687.22 = 2370+1400

0 = 0

Рассмотрим проекцию всех сил относительно оси У:

М_А=0

F_r3  44 – F_r2  83 + R_By  (83 + 61) + M_A2 = 0

R_By = 764.63 H

М_В=0

F_r2  61 – F_r3  (44+83+61) + R_Ay  (83 + 61)= 0

R_Ay = 1104.63 H

Проверка:

R_Ay - R_Вy = F_r2 – F_r3

1104.63 – 764.63 = 860 - 520

0 = 0

Строим эпюры от изгибных сил относительно осей Х, У и от крутящих сил относительно оси Z.

Суммарные реакции опор:

кН

кН

Эквивалентная нагрузка:

Н

где : К_σ = 1.3 ‑ коэффициент безопасности;

К_τ = 1 ‑ температурный коэффициент;

Х = 0.4 ‑ коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 – коэффициент осевой нагрузки;

Y = 0.87 - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника.

Рассмотрим опору В:

> e => учитываем влияние осевых сил.

Эквивалентная нагрузка: Н

Расчётная долговечность:

млн. об.

Расчётная долговечность:

часов

10. Уточнённый расчёт вала.

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S >= [S].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 40Х, термическая обработка – улучшение.

По таблице при диаметре заготовки до 120 мм среднее значение:

_В = 930 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

_-1 = 0.35_В + 110=0.35930 + 110 = 435.5 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

 _-1 = 0.58 _-1 = 0.58435.5 = 252.59 МПа

Сеч 1 - 1: Сечение рассматриваем на изгиб и кручение, концентратором напряжений является шпоночная канавка.

Принимаем: к_ = 1.95, к _σ = 1.91,  _σ = 0.715, _ = 0.715 (табл.)

к _σ / _σ = 1.91/0.715 = 2.67

к_ /_ = 1.95/0.715 = 2.73

Учитываем небольшую напрессовку:

к _σ / _σ =3.61

к_ / _ = 2.57

Выбираем наибольшее значение к _σ / _σ и к_ / _ :

M_{Σ из.}= Нм

Амплитуда нормальных напряжений:

МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

МПа

Коэффициент запаса прочности:

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

Сеч 2 - 2: Сечение рассматриваем на изгиб и кручение. Здесь действуют большие изгибающий и крутящий моменты.

ε_σ = 0.7

ε_τ = 0.7

k_σ = 2

k_τ = 1

M_{Σ из.}= Нм

σ_a= 111.28/6.2810 ^-6 =17.72 МПа

n_σ=435.5/((2/0.70.9) 17.72) = 7.74

W_p= м³

МПа

Коэффициент запаса прочности:

[n]<n, 2.5<7.43

Прочность обеспечена.

11. Выбор смазки.

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колёс погружением на подшипники качения попадают брызги масла, стекающего с колёс, валов и стенок корпуса.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,75 дм³ масла на 1кВт передаваемой мощности: V = 0,75*2,935=2,2 дм³.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм² и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм²/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-32 (по ГОСТ 20799-75).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.