7. Підбір підшипників валів редуктора.

7.1. Розраховуємо ведучий вал:

Вихідні данні:

мм; мм; мм; мм.

Навантаження від муфти:

Складові цього навантаження:

Складемо розрахункову схему та визначаємо реакції опор:

П лощина YZ:

;

;

Перевірка:

Площина XZ:

;

;

;

;

Перевірка:

Визначаємо сумарні реакції:

Підбираємо підшипники по найбільш навантаженій опорі А.

Приймемо конічні роликопідшипники з параметрами:

Марка 7207, мм; мм; мм; кн.; .

осьові складові радіальних реакцій:

осьові навантаження підшипників:

Так, як , то:

Рис.7.Схема осьових сил ведучого вала.

Визначаємо відношення (Х=0,4;Y=1,62) і

(X=1;Y=0).

Еквівалентне навантаження.

Опора В:

Опора А:

де: V – коефіцієнт, який враховує обертання кілець підшипника; V=1 – обертається внутрішнє кільце.

Коефіцієнт безпеки (стор.214 табл. 9,19 );

Температурний коефіцієнт (стор.214 табл. 9,20 ).

Визначаємо потрібну вантажопідйомність.

;

де L_H – необхідна довговічність редуктора, L_H = 20 · 10³ годин;

Кінцево приймаємо попередньо прийнятий підшипник 7207, у якого С1=38,5 кН.

7.2. Розраховуємо ведений вал:

Вихідні данні:

; ; ; мм; мм; мм;

мм.

Навантаження від ланцюгової передачі:

Складові цього навантаження:

С кладемо розрахункову схему та визначаємо реакції опор:

Площина:

;

;

Перевірка:

;

;

Перевірка:

Визначаємо сумарні реакції:

Підбираємо підшипники по найбільш навантаженій опорі А.

Приймемо конічні роликопідшипники з параметрами:

Марка 7208, мм; мм; мм; кН; .

Осьові складові радіальних реакцій:

Так як

Осьові навантаження підшипників:

Так як

Рис.9.Схема осьових сил веденого вала

Опора В:

Відношення тому осьова сила враховується, Х=0,4;Y=1,56.

Еквівалентне навантаження:

;

Опора А:

.

де: V – коефіцієнт, який враховує обертання кілець підшипника. V=1 – обертається внутрішнє кільце.

Співвідношення . Тому X=1, Y=0 (стор. 402 табл. 117 ).

( (стор.214 табл. 9,19 ); ), ( (стор.214 табл. 9,20 ); ).

Визначаємо потрібну вантажопід’ємність.

де L_H – необхідна довговічність редуктора, L_H = 20 ∙ 10³ годин;

Кінцево приймаємо попередньо прийнятий підшипник 7208, у якого С2=46,5 кН.

8. Перевірочний розрахунок веденого валу.

По отриманим даним виконуємо перевірочний розрахунок веденого валу, з урахуванням того, що нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу, дотичні від кручення по пульсуючому циклу.

Так, як присутні невеликі напруження, приймаємо матеріал валу сталь45 ДСТУ – то нормалізація з параметрами: 200HB; Па; Па, (табл. 3,3 стор. 34 ).

З попередніх розрахунків та ескізної компоновки, маємо:

По розрахунковій схемі визначаємо величини згинаючих та крутних моментів та будуємо епюри:

8.1. У відповідності з епюрами згинальних і крутних моментів і наявність напруження,

встановлюємо небезпечні перерізи, які підлягають перевірочному розрахунку на втомленість.

Такими перерізами будуть: перерізи під серединою зубчастого колеса та підшипника 3.

8.2. Переріз А-А.

8.2.1. Визначаємо сумарний згинальний момент . В перерізі під серединою зубчастого колеса. Приймаємо, що момент від консольної сили в гіршому випадку співпадає по направленню з сумарним моментом від сил в зачепленні зубчастої передачі:

8.2.2. Визначаємо осьовий момент опору вала з урахуванням шпоночного пазу. Для вала з зубчастим колесом За ГОСТ23360-78 табл.8,9 ширина шпонкового пазу b=14мм, глибина пазу на валу мм.

.

8.2.3. Визначаємо полярний момент опору перерізу вала з урахуванням шпонкового пазу:

8.2.4. Визначаємо амплітуду нормальних напружень. Вважаємо, що нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу:

8.2.5. Визначаємо амплітуду дотичних напружень. Вважаємо, що вони змінюються по пульсуючому циклу:

8.2.6. Визначаємо концентрацію напружень, що обумовлена шпонковим пазом і встановленням зубчастого колеса на вал з натягом.

При знаходженні коефіцієнту зниження границі витривалості для кожного концентратора напружень.

За розрахункові приймаються ті коефіцієнти, які мають більші значення.

Коефіцієнт зниження границі витривалості розраховуємо за формулами:

де і - ефективні коефіцієнти концентрації напружень з урахуванням шпонкового пазу.

Знаходимо коефіцієнт, що враховують наявність шпонкового пазу за табл..8,5. для сталі:

при , маємо

- коефіцієнти впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу за табл.8,8. інтерполяцією для діаметру валу мм приймаємо .

- коефіцієнт впливу шорсткості поверхні, (стор.162 ) при мкм;

приймаємо .

- коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення. За табл.7,12. і приймаємо .

Від установки колеса на валу з натягом коефіцієнт зниження межі витривалості в місцях напресовки колеса на вал знаходимо по відношенню:

.

За табл.8,7. при, мм, МПа, приймаємо:

В подальших розрахунках використовуємо

8.2.7. Визначаємо коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням:

8.2.8. Знаходимо коефіцієнт запасу міцності небезпечного перерізу А-А:

8.3. Переріз Б-Б.

8.3.1. Визначаємо концентрацію напружень, що обумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника на валу з натягом. В перерізі згинальний момент і крутний момент , визначаємо за формулою:

8.3.2. Визначаємо осьовий момент опору перерізу вала:

8.3.3. Визначаємо полярний момент опору перерізу вала:

8.3.4. Визначаємо амплітуду нормальних напружень циклу:

8.3.5. Визначаємо амплітуду дотичних напружень циклу:

8.3.6. Визначаємо концентрацію напружень, що зумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника на валу з натягом при цьому коефіцієнти зниження границі витривалості:

Знаходимо відношення для вала в місцях пресовки підшипника.

За табл.8,7. при приймаємо:

Тоді:

8.3.7. Визначаємо коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напругам:

8.3.8. Визначаємо результуючий коефіцієнт запасу витривалості перерізу Б-Б:

Розрахункове значення коефіцієнтів запасу опору втомленому руйнуванню небезпечного перерізу, перевищує допустимий коефіцієнт запасу витривалості, тому розміри діаметрів валу і вибраний матеріал залишаємо без змін.