Проектирование транспортной машины на базе трактора Т-25 (стр. 8 из 11)
4.7.4.6 Определение суммарных изгибающих моментов
(4.78) 
(4.79)где М1,М2- суммарные изгибающие моменты соответственно в сечениях 1 и 2, Н.мм
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов (смотрите рисунок 4.7д).
4.7.4.7 Определение эквивалентных моментов
(4.80) 
(4.81)где Мv1, Мv2- эквивалентные моменты в сечениях 1 и 2 соответственно, Н.мм;
Т2- крутящий момент на валу, Т2=194,3 Н.м.
Строим эпюру эквивалентных моментов (см. рис. 4.7е).
4.7.4.8 Определение диаметра вала в опасном сечении
Опасными сечениями являются сечения 1 и 2 (см. рис. 4.7а).
(4.82) 
(4.83)где d1,d2- диаметры вала в опасных сечениях 1 и 2, мм;
[σ-1u]- предел выносливости на изгиб зубьев,
[σ1u]=106,9 МПа.
Принимаем d1=d2=38 мм, с учетом применения шлицевого соединения. Чертёж вала представлен на рисунке 4.6.
Рисунок 4.7- Расчетная схема второго вала
а- силы, действующие на вал в вертикальной плоскости;
б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости;
в- силы, действующие на вал в горизонтальной плоскости;
г- эпюра моментов от сил в горизонтальной плоскости;
д- эпюра суммарных изгибающих моментов;
е- эпюра крутящего момента.
4.8 Расчет оси промежуточной передачи
Расчетная схема оси представлена на рисунке 4.8
Рисунок 4.8- Расчетная схема оси
а- силы, действующие на ось в вертикальной плоскости;
б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости.
4.8.1 Определение реакций опор
Расчет ведём только в вертикальной плоскости, так как радиальные силы равны и направлены друг против друга.
(4.84) 
4.8.2 Определение изгибающего момента в сечении 1
(4.85)где l- длина оси, принимаем l=60 мм.
4.8.3 Определение диаметра оси
(4.86) 
Принимаем d=20 мм.
4.9 Выбор подшипников для валов синхронизирующего редуктора
4.9.1 Подбор подшипников для вала-шестерни
Исходные данные:
диаметр вала в месте посадки подшипника- d=40 мм;
частота вращения вала- n=580,3 мин –1;
суммарные реакции на опорах: FA=RA=4611,1 Н, FB=RB=1719,6 Н (см. п. 4.7.3.5);
осевая нагрузка- FA=499,5 Н;
долговечность подшипников- LH=8000…12000 часов.
Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.9.
Рисунок 4.9- Схема нагружения вала-шестерни
4.9.1.1 Подбор типоразмера подшипника
Выбор подшипников и их расчет ведём по методике изложенной в [13].
Так как осевая нагрузка значительно меньше радиальной, выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии № 408, у которых динамическая грузоподъемность- С=48500 Н, статистическая грузоподъёмность - С0=36300 Н.
4.9.1.2 Вычисляем параметр осевого нагружения
(4.87) 
По таблице 2.6 [13] находим l=0,19.
4.9.1.3 Определяем коэффициент радиальной и осевой нагрузок
Подбор ведём по более нагруженной опоре, то есть А.
(4.88)где V- коэффициент вращения, принимаем V=1,0.
0,108 < l = 0,19, тогда по табл. 2.6 х=1,0; у=0.
4.9.1.4 Определяем эквивалентную нагрузку
(4.89)где кδ- коэффициент безопасности, принимаем кδ=1,3, из таблицы 2.7 [13];
кт- температурный коэффициент, принимаем кт=1,0 [13].
4.9.1.5 Определяем долговечность подшипника
(4.90) 
Полученная долговечность подшипника соответствует рекомендуемым значениям.
4.9.1.6 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности
(4.91)где Р0- эквивалентная статическая нагрузка, Н;
хо,уо- коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок соответственно, принимаем хо=0,6, уо=0,5 из табл. 2.6 [13].
С учетом двухкратной перегрузки:
Ро < Со=36300 Н – условие выполняется.
4.9.2 Подбор подшипников для второго вала
Исходные данные:
диаметр вала в месте посадки подшипника- d=35 мм;
частота вращения вала- n=331,6 мин –1;
суммарные реакции на опорах: FA=RA=3568,5 Н, FB=RB=4729,4 Н (см. п. 4.7.4.5);
осевая нагрузка- FA=874,2 Н;
долговечность подшипников- LH=8000…12000 часов.
Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.10.
Рисунок 4.10- Схема нагружения вала
4.9.2.1 Подбор типоразмера подшипника
Выбор подшипников и их расчет ведём по методике изложенной в [13].
Учитывая большую осевую нагрузку, назначаем радиально-упорный шарикоподшипник средней серии № 36307, для которого динамическая грузоподъемность - С=35500 Н, статистическая грузоподъёмность - С0=27400 Н.
4.9.2.2 Вычисляем параметр осевого нагружения
Находим отношение:
(4.92) 
По таблице 2.6 [13] при FA/C0=0,032 интерполяцией находим l=0,226.
4.9.2.3 Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
(4.93) 
(4.94) 
.4.9.2.4 Вычисляем результирующие осевые нагрузки
Принимаем схему установки подшипников ‘враспор’, получаем направление осевой составляющей правого подшипника, совпадающее с направлением внешней осевой нагрузки. Поэтому правая опора будет иметь номер 1, а левая - номер 2 (смотреть рисунок 4.11).
Тогда S1=SB=1068,8 H; S2=SA=806,5 H.
Поскольку S1 > S2 и Fa > 0, тогда по табл. 2.8 [13]:
(4.95) 
.Рисунок 4.11- Схема установки подшипников “враспор”
4.9.2.5 Уточнение параметров осевого нагружения
Находим отношение:
(4.96) 
По таблице 2.6 [13] при FA2/C0=0,071 интерполяцией находим l=0,39.
4.9.2.6 Определяем коэффициент радиальной и осевой нагрузок
(4.97)где V- коэффициент вращения, принимаем V=1,0.
0,22 < l = 0,39, тогда по таблице 2.6 х1=1,0; у1=0.
0,54 > l = 0,39, тогда по табл. 2.6 х2=0,45; у2=1,0015.
4.9.2.7 Вычисление эквивалентных нагрузок на подшипники
(4.98)где кδ- коэффициент безопасности, принимаем кδ=1,3, табл. 2.7 [13];
кт - температурный коэффициент, принимаем кт=1,0 [13].
