Выбор смазочного материала

Принимаем, что цилиндрическая передача редуктора смазывается погружением колеса в масленую ванну на глубину 20…30мм, а подшипники масленым туманом

Ориентировочно определяем необходимую вязкость смазочного материала по эмпирической формуле (8.12)

Где V₁=270мм²/с –рекомендуемая кинематическая вязкость V=1м/с для высокопрочных зубчатых передач с термически обработанной поверхностью зубьев , V=1,32м/с- окружная скорость передачи.

Из таблицы 8.39 [2] выбираем масло ИТП-200 с кинематической вязкостью V₅₀=220…240мм²/с

Определяем отношения

R_A1/ V Rra=288,32/1·901=0,32 R_A2/ V Rrв=656,7/1·834,3=0,78

Т.к. R_A2> R_A1, то =0,036, то е=0,35 Y=1,62

Из соотношений Ra_1/ V Rra< е и Ra_2/ V Rrв>е выбираем соответствующие формулы для определения эквивалентной нагрузки

Для опоры А: Rеа= V· Ra₁·Кσ·Кτ=1·288·1,3·1=374,81Н

Кσ=1,3- коэффициент безопасности;

Кτ=1- коэффициент, учитывающий влияние температуры на

долговечность подшипника.

Для опоры В:

Rев=(Х V Rrв+ Y Ra₂)· Кσ· Кτ=(0,45·1·834,3+1,81·656,7)·1,3·1=2033,2 Н

7. Определяем динамическую грузоподъёмность по максимальной эквивалентной нагрузке

C_rp=R_Er =17030,62 Н

Т.к. C_rp< C_r подшипник 36207 пригоден

R_Ax=R_Bx=F_t/2=1617/2=808,5Н

Ведомый вал

Рисунок 3. Схема для расчета подшипников качения ведомого вала

1. Определяем опорные реакции подшипников в горизонтальной плоскости

R_Ax=R_Bx=F_t/2=1617/2=808,5Н

2. Определяем опорные реакции подшипников в вертикальной плоскости

∑М_А=0 74R_By - 37F_r+F_a =0

74R_By - 37·603,7+368,35·163/2=0 R_By=707,5Н

∑М_В=0 37F_r -74 R_Ay+F_a =0

37·603,7-74 R_Ay+368,35·163/2=0 R_Ay=-103,8Н

Проверка

R_Ay+ R_By+ F_r=0 -103,8+707,5-603,7=0

3. Суммарные реакции подшипников для опоры А

R_rA= =815 H

Для опоры В

R_rB= =1074,4 Н

4. Определяем коэффициент осевого нагружения по таблице 9.3[2]

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок

Для опоры А: Rs_А=e Rr_А = 0,32· 815=260,8Н

Для опоры В: Rs_В= e Rr_В =0,32· 1074,4=343,8 Н

Т.к. Rsa > Rsb, то Ra₁= Rsa=260,8 Н

Ra₂= Ra₁₊ F_a=260,8+368,35=629,15 Н

5. Определяем отношения

Ra_1/ V Rra=260,8/1·815=0,32 Ra_2/ V Rrв=629,15/1·1074,4=0,58

Т.к. Ra₂> Ra_1,то I Ra_2/Соr=1·629,15/23700=0,026

е=0,34 Y=1,62

6. Из соотношений Ra_1/ V Rra< е и Ra_2/ V Rrв>е выбираем соответствующие формулы для определения эквивалентной нагрузки

Для опоры А: Rеа= V Ra₁·Кσ·Кτ=1·260,8·1,3·1=339Н

Кσ=1,3 – коэффициент безопасности

Кτ=1- коэффициент, учитывающий влияние температуры на

долговечность подшипника.

Для опоры В:

Rев=(Х V Rrв+ Y Ra₂)· Кσ· Кτ=(0,45·1·1074,4+1,81·629,15)·1,3·1=2109 Н

7. Определяем динамическую грузоподъёмность по максимальной эквивалентной нагрузке

C_rp=R_E2 =10700 Н

Т.к. C_rp< C_r , то подшипник 36208 пригоден

8. Проверочный расчёт валов

Ведущий вал

1. Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости

В горизонтальной плоскости

М= Rвх·1=808,5·35,5·10^-3=28,702 Н·м

В вертикальной плоскости

М^л= Rау·1=397,8·35,5·10^-3=14,122 Н·м

М^п= Rау·1- F_a· d_1/2·10^-3=7,304 Н·м

2. Проверяем прочность опасного сечения I- I.

Напряжение изгиба в опасном сечении:

W_ос= - осевой момент сопротивления

сечения вала

Напряжение кручения:

W_p=0,2d_f³=0,2·33,25³=7352 мм³ – полярный момент сопротивления вала

Кольцо устанавливается на валу с натягом. Поэтому коэффициенты концентрации напряжений вала рассчитываем по формулам:

Kσ = ( )/Kυ=(3,5+1-1)/1=3,5

Кτ = ( +К_F-1)/ Kυ=(2,5+1-1)/1=2,5

3. Определяем коэффициент запаса прочности.

В сечении I- I нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу с амплитудой σ_а=σ_max=1,62МПа σ_m=0

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла

τ_а=τ_м=0,5τ_max=0,5·4,09=2,04 МПа

s_τ= =45,62 МПа

s= =38,83>[ s]=2,1

Ведомый вал

1. Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости

В горизонтальной плоскости

М= Rвх·1=808,5·37·10^-3=30 Н·м

В вертикальной плоскости

М^л= Rау·1=707,5·37·10^-3=26,2 Н·м

М^п= Rау·1- F_a· d_1/2·10^-3=56,2 Н·м

Суммарный изгибающий момент

М_и= Н м

2. Проверяем прочность опасного сечения I- I.

Напряжение изгиба в опасном сечении:

W_ос=0,1d_f³=0,1·45³=9112,5 мм³ - осевой момент сопротивления сечения вала

Напряжение кручения:

W_p=0,2d_f³=0,2·45³=18225 мм³ – полярный момент сопротивления вала

3. Определяем коэффициент запаса прочности.

В сечении I- I нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу с амплитудой σ_а=σ_max=6,8МПа σ_m=0

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла

τ_а=τ_м=0,5τ_max=0,5·7,2=3,6 МПа

s_τ= = 24,3 МПа

s= =13,26>[ s]=2,1

Подбор шпонок

Ведущий вал

Для выходного конца ведущего вала по номинальному диаметру d₁=30мм табл. 8.15 [2]

выбираем призматическую шпонку со скруглёнными концами

b=5мм, h=5мм, t₁=3мм, t₂=23мм, l=40мм

Проверяем шпонку на смятие

МПа<[ σ_см]=100 МПа

1р=1-b=40-5=35мм

Ведомый вал

Для выходного конца ведомого вала по номинальному диаметру d₁=34мм табл. 8.15 [2]

выбираем призматическую шпонку со скруглёнными концами

b=6мм, h=6мм, t₁=35мм, t₂=2,8мм, l=40мм

МПа<[ σ_см]=100 МПа

1р=1-b=40-6=34мм

Под ступицу колеса d_к=45мм, , l₁=36мм

b =12мм, h=8мм, t₁=5мм, t₂=3,3мм

МПа<[ σ_см]=100 МПа

Условия прочности на срез проверяем по формуле: