5. Выбор подшипников.

Габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника.

Диаметр вала в месте посадки подшипника равен d = 40. Следовательно, по справочнику выбираем роликоподшипник конический однородный (ГОСТ 333-79) легкая серия 7208.

Расчет подшипников на долговечность:

Определение осевой нагрузки F_a1 и F_a2 для подшипника №1 и подшипника №2.

рис 2. Расчетная схема.

Уравнения равновесия:

F_a1-F_x- F_a2 = 0 (F_x = F_a2 = 437,71 Н из реакции закрепления осевой силы)

S₁-F_X-S₂ = Н

осевые составляющие радиальных реакций роликоподшипников:

S₁ = 0,83∙e∙F_г1

S₂ = 0,83∙e∙F_г2

коэффициент осевого нагружения e=0,38

S₁ = 0,83∙0,38∙1359,73 = 428,86 H

S₂ = 0,83∙0,38∙ = 330, 15 H

H = 428,86 - 437,71 - 330,15 = -338,6 H

Так как Н 0:

F_a2 = S₂ = 330,15 H

F_a1 = F_x + F_a2 = 437,71 + 330,15 = 767,86 H

Подшипник №1.

Номинальная долговечность в часах:

динамическая грузоподъемность С = 46,5 кН

показатель степени для роликоподшипников m=3,33

частота вращения =90 об/мин

эквивалентная нагрузка на первый подшипник:

= (F_г1VX+F_a1Y)K_δK_T

коэффициент при вращение наружного кольца V = 1

коэффициент безопасности K_δ = 1,3

температурный коэффициент K_δ = 1

коэффициенты X и Y при F_a1/(V∙ F_r1) e; (1,53 0,38)

X = 0,4 Y = 0,61

= (1359,73∙1∙0,4+776,86∙0,61)∙1∙1,3 = 1323,11 H

L_h1 = ( ^3,33 = 780,6∙10⁶ часов

Подшипник №2.

= (F_г2VX+F_a2Y)K_δK_T = (1046,77∙1∙0,4+330,15∙0,61)∙1∙1,3 = 806,13 H

L_h2 = ( ^3,33 = 406,5∙10⁶ часов

6. Уточненный расчет вала при реверсивной передаче.

Материал вала сталь 45. По справочнику выбираем для заготовки диаметром до 90 мм предел прочности σ_в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ_-1 0,43σ_в = 0,43

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ_-1 0,58 σ_-1 = 0,58

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений отсутствует так, как реверсивная передача.

Амплитуда цикла нормальных напряжений

Определим диаметр червячного колеса .

рис. Расчетная схема.

Диаметр под подшипник d_п = 40 мм

Диаметр червячного колеса.

Определим координату опасного сечения х:

длина червячного колеса _. = 1,2d_ч.к. = 1,2 45 = 54мм

Для определения изгибающего момента M в опасном сечении построим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Горизонтальная плоскость:

a = 47,5 мм

2080 H

Первый участок:

	0	а
	0	-28,6

Второй участок

	0	а
	0	-28,6

-28,6

Изгибающий момент для опасного сечения х в горизонтальной плоскости:

Вертикальная плоскость:

a = 27,5 мм

437,71 H 757,06 H

Первый участок: a

	0	a
	0	-24,09

Второй участок:

	0	a
	0	3,27

Изгибающий момент для опасного сечения х в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент для опасного сечения х:

Найдем амплитуду цикла нормальных напряжений:

Определим значения эффективного коэффициента концентрации нормальных напряжений и эффективного коэффициента концентрации касательных напряжений :

σ_в=780 МПа

Следовательно, по справочнику выбираем:

Определим масштабный фактор для нормальных напряжений и масштабный фактор для касательных напряжений

Следовательно, по справочнику выбираем:

Найдем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Среднее напряжение цикла касательных напряжений отсутствует так, как реверсивная передача.

Найдем амплитуду цикла касательных напряжений

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Полученный коэффициент запаса прочности превышает допустимое значение Следовательно, для изготовления вала можно взять сталь более низким значением предела прочности.