7. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем: F_t = 2250 Н, F_r = 853 Н и F_a = 656 Н. Из первого этапа компоновки l₁ = 68 мм.

Реакции опор. В плоскости XZ: . В плоскости YZ: Проверка: RY1+RY2-Fr=581+272-853=0. Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре №1.

Намечаем радиально-упорные шариковые подшипники 66408 (см. приложение): d = 40мм; D = 110 мм; В = 27 мм; С = 72,2 кН; С₀ = 42,3 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

P_э = (X^.V^.P_r1 + Y^.P_a)K_K_T.

Здесь радиальная нагрузка P_r1 = 1266H; осевая нагрузка P_a=F_a=656 Н; V = 1 (вращающееся внутреннее колесо). Принимаем К_ = 1,9 (по табл. 9.19 [1]); К_T = 1 (см. табл. 9.20 [1]).

Отношение этой величине соответствуетe 0,19.

Отношение >e;

следовательно, X=0,56; Y=2,3.

Поэтому P_Э=(XVF_r+YF_a) K_ K_= (0,5611266+2,3656)1,91=4214Н.

Расчетная долговечность (по формуле (9.1) [1])

млн об.

Расчетная долговечность часов

.

При чрезмерном превышении (более чем в два раза) расчетной долговечности, следует или сменить серию подшипника, или диаметр вала, или тип подшипника. 

Ведомый вал. Несет такие же нагрузки, как и ведущий. F_t = 2250 Н; F_r= 853 Н; F_a= 656 Н. Из первого этапа компоновки l₂ =68 мм, d₂=256мм.

В плоскости XZ: ; Проверка: RX3+RX4-Ft=1125+1125-2250=0. В плоскости YZ:

H.

Проверка: R_Y3 + F_r – R_Y4 = 190 + 853 - 1043 = 0.

Суммарные реакции:

;

.

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4. Шариковые радиальные подшипники 209: d = 45 мм; D = 85 мм; В = 19 мм; С= 53,2 кН; С₀ = 18,6 кН.

Отношение Этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствуетe  0,21.

Отношение ; следовательно,X=0,56;Y = 1,8.

Поэтому P_Э=(XVF_r + YF_a) К_К_т = (0,561853 + 1,8656) 1,91=3100 H.

Расчетная долговечность, млн. Об.

Расчетная долговечностьL_h, ч

.

8. Второй этап компоновки редуктора

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

Между торцами подшипников и внутренней поверхностью корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы выступают внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Переход вала к присоединительному концу выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника. На ведомом валу переход от 50 к 45 мм смещаем на 2-3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника. На ведущем и на ведомом валах применяют шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78: вычерчиваем шпонки, принимая их длину на 5-10мм меньше длин ступиц.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными концами.Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок поГОСТ 23360-88 (см. табл. 8.9 [1]).

Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле (8.22) [1]

.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [_см]= 100  120 МПа, при чугунной  [_см]= 50  70 МПа.

Ведущий вал. d = 32 мм; b  h = 10  8 мм; t₁= 5 мм; длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм: см. табл. 11.5 [1]). Момент на ведущем валу T₁=72^.10³ H^.мм.

.

Материал полумуфт МУВП  чугун марки СЧ-20.

Ведомый вал. На выходном конце вала: d = 42 мм; b  h =128 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 80 мм; момент T₂ = 277^.10³ H^.мм;

.

Под зубчатым колесом d = 50 мм; l_{ступицы}= 65 мм; l_шпонки = 55 мм; b  h = 14  9 мм; t₁ = 5.5 мм; момент Т₂ = 277^.10³ H^.мм;