Проверочные расчеты подшипников и валов.

· Проверочный расчет подшипников на тихоходном валу редуктора:

1. Выбираем схему установки подшипников враспор.

Рисунок 3 – Схема установки подшипников.

R_r1=R_С=8406,1 H (п.2.10);

R_r2=R_D=7129,7 H (п.2.10);

R_а1, R_а2 – осевые нагрузки подшипников, Н;

R_S1, R_S2 – осевые составляющие радиальных нагрузок, Н;

F_а2= Н (п. 2.5).

2. Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок, Н:

(109)

(110)

где е = 0,41 (п.2.6) коэффициент влияния осевого нагружения.

3. Определяем осевые нагрузки подшипников, Н:

Так как R_S1≥ R_S2 и F_а2≥ 0, то нагрузки равны:

(111)

(112)

4. Определяем отношение осевых и радиальных сил и сравнить их с коэффициентом e:

(113)

(114)

где V =1 – коэффициент вращения.

В зависимости от этих отношений определяем эквивалентные динамические нагрузки для каждого из подшипников, Н:

(115)

где К_Б=1,1 –коэффициент безопасности;

К_Т=1 – температурный коэффициент.

(116)

где Х=0,4;

Y=1,624 – коэффициент осевой нагрузки.

5. Определяем динамическую грузоподъемность подшипника, имеющего большую эквивалентную нагрузку и сравниваем ее с базовой грузоподъемностью.

(117)

где =8000 ч - срок службы редуктора (п.1);

ω=7,5 с^-1 (п. 2.1);

С_r=119 кН (п. 2.6);

m=3,3.

25426 Н < 57900 Н – подшипник пригоден.

6. Определяем базовую долговечность окончательно выбранного подшипника и сравниваем ее с требуемой долговечностью, ч:

(118)

123243 ч > 8000 ч

· Проверочный расчет валов:

Тихоходный вал редуктора испытывает максимальные изгибающие моменты в точках 2 и 3 (п. 2.10; Рис. 2). Поэтому расчет ведем для них. Вначале определяем наиболее опасное сечение:

Сечение в т. 2 (круглое сплошное):

Определяем осевой момент сопротивления сечения вала, мм³:

(119)

где d₂=55 мм (п.2.6).

Определяем полярный момент сопротивления сечения вала, мм³:

(120)

Нормальные напряжения в опасных сечениях вала изменяются по симметричному циклу и определяются, Н/мм²:

(121)

где М₂=567 Нм (п.2.10).

Касательное напряжение, Н/мм²:

(122)

где Т₂=348,48 Нм (п.2.1).

Сечение в т. 3 (ступень со шпоночной канавкой):

Определяем осевой момент сопротивления сечения вала, мм³:

(123)

где d₃=78 мм (п.2.6.2);

t₁=9 мм (п. 2.9.3);

b=22 мм (п. 2.9.3).

Определяем полярный момент сопротивления сечения вала, мм³:

(124)

Определяем нормальные напряжения в опасных сечениях вала изменяются по симметричному циклу, Н/мм²:

(125)

где М₃=456 Нм (п.2.10).

Определяем касательное напряжение, Н/мм²:

(126)

где Т₂=348,48 Нм (п.2.1).

Из данных расчетов видим, что сечение в т. 2 наиболее опасно, поэтому дальнейший расчет ведем для него.

Определяем коэффициент концентрации нормальных напряжений в расчетном сечении вала:

(127)

где К_σ=2,45 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

К_d=0,81 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F=1– коэффициент влияния шероховатости;

К_y=2,4 – коэффициент поверхностного упрочнения.

Определяем коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала:

(128)

где К_τ=2,25 – эффективный коэффициент концентрации напряжений.

Определяем пределы выносливости по напряжениям изгиба в расчетном сечение, Н/мм²:

(129)

где σ_-1=380 Н/мм² (п. 2.5).

Определяем пределы выносливости по напряжениям кручения в расчетном сечении, Н/мм²:

(130)

(131)

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(132)

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

:

(133)

Определяем общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении:

(134)

8,6 ≥ 1,6…2,1 – проверочный расчет на прочность выполняется.