4.7.2 Ведомый вал ( вал колеса).
Усилия в зацеплении: Ft2= 5221Н ; Fa2= 1396Н ; Fr2= 1911Н .
По заданию на проектирование цепная передача наклонена под углом 450,
поэтому составляющие усилия, нагружающие ведомый вал от цепной передачи, будут: Fвх= Fву=Fв.cos450= 4046.0,707=2860 Н.
Из первого этапа компоновки расстояние между опорами l1=72 мм. l2= 72 мм. l3=150мм. Делительный диаметр колеса d2= 200мм.
Расчетная схема ведущего вала приведена на рис.8.
Определяем опорные реакции в плоскости XОZ :
Σ М (3 ) =0; Fвх. (l1 + l2 + l3) l1-Ft2. l1- Rx4 ( l1 + l2)=0;
Rx4
= Fвх.
(l1
+ l2 +
l3)
+Ft2.
l1/(
l1 +
l2)=
Σ М ( 4 ) =0; Fвх. l3 - Rx3 ( l1 + l2)+ Ft2. l2=0;
Rx3
= -Fвх.
l3-
Ft2.
l2/
(l2 +
l3)=
Проверка: -Rx4 +Rx3 + Fвх - Ft2 =-3234+5585+2860-5211=0
В плоскости YОZ: Σ М (3 ) =0;
Fву. (l1 + l2 + l3) +Fr2. l1-Rу4 ( l2 + l2) + Fа. (d2 /2) =0;
Rу4=
Fву. (l1
+ l2 + l3)
+Fr2.
l3 - Fа2.
(d2 /2) /( l2
+ l3)=
Σ М ( 4 ) =0; Fву. l3 +Ry3.( l1 + l2)-Fr2. l2+Fа2. (d2 /2) =0;
Ry3
= -Fву.
l1
+Fr2.
l1/ (
l1 +
l2) –
Fа2.
(dl
/2) =
Н
Проверка: Ry3-Ry4 -Fr2 + Fву =8832-13603+1192+2860=0
Суммарные реакции:
Pr3
=
=
Pr4
=
=
Осевые реакции в подшипниках:
S3=0,83е Pr3 =0,83.0,35.8840=2568Н
S4=0,83е Pr4 =0,83.0,35 16225=4713 Н
е- параметр осевого нагружения; е=0,35 [табл.5]
Осевая нагрузка на подшипники с учетом осевых реакций и осевых сил в зацеплении [1, табл, 9.21]:
S4 >S3, Fа2< S4 -S3, , тогда Fа3= S4-Fа2=4713-1396=3317 Н
Fа4= S3 = 2568Н
Рассмотрим более нагруженный подшипник № 4:
Отношение Fа4/ Pr4 = 2568/16225=0,158< е, тогда осевую силу не учитываем.
Эквивалентная нагрузка:
PЭ = (X · v · Prl + Y · Fа1) · Kб · KT
Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 1 ;Y=0
v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.
Kб - коэффициент безопасности ; для редукторов Kб=1,3 [1, табл. 9.19].
КT = температурный коэффициент; КT =1,0.
PЭ
=
Рис.8 Расчетная схема ведомого вала.
Расчетная долговечность подшипника в часах:
Lh = 106(С/Рэ)3,3/60n1,
где n 2- частота вращения ведущего вала ;
С- динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
Lh
=
Полученная расчетная долговечность подшипника больше минимальной долговечности, равной для червячных редукторов 5000 часов, поэтому принятые подшипники № 7212 подходят для ведомого вала редуктора.
4.8 Проверка прочности шпоночных соединений.
Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяют шпонки. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические с плоскими торцами по ГОСТ 23360-78 [1, табл. 8.9] (рис.9).
Рис. 9 Эскиз шпоночного соединения
Материал шпонок - сталь 45 , термообработка - нормализация.
Соединение проверяем на смятие:
,
где Т – крутящий момент на валу;
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза под шпонку в валу, мм;
[σ]см – допускаемое напряжение смятия, [σ]см =100 МПа;
l р– рабочая длина шпонки, мм.
4.8.1 Шпонка на выходном конце ведущего вала:
Т1=55,83·103 Н·мм; bxh=10х8мм; lр=40 мм; t1=5,0 мм; d=38мм;
σсм =2·55,83·103/38·(8-5)·40=24,4МПа<[σ]см.
4.8.2 Шпонка выходном конце ведомого вала:
Принимаем длину выходного конца ведомого вала 82 мм [2,табл.7.1 ].
Т3=525,08·103 Н·мм; bxh=16х10мм; lр=60 мм; t1=6мм; d=52 мм;
σсм =2·525,08·103/52·(10-6)·60 =84,1МПа<[σ]см.
4.8.3.Шпонка под колесом ведомого вала:
Т3=525,08·103 Н·мм; bxh=20х12мм; lр=85мм; t1=7,5 мм; d=70мм;
σсм =2·525,08·103/70·(12-7,5)·85=32,09МПа<[σ]см.