7.2.10.Знаходимо еквівалентне навантаження на опори за формулою:

Р_екв = (X · V · R + Y · R_a) · К_б · К_т;

де V = 1, так як, обертається внутрішнє кільце підшипника;

К_т – коефіцієнт температури, К_т = 1,0 (табл. 9.20 [5])

К_б – коефіцієнт безпеки, К_б = 1,2 (табл. 9.19 [5]);

Опора 3:

Р_екв =(1·1·6153,5+0·2094 )·1,2·1,0=2059 Н;

Опора 4:

Р_екв = (0,45·1·4395+1,34·2550,5)·1,2·1,0=5433,9 Н.

Подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженій опорі 4.

7.2.11.Визначаємо потрібну вантажопід’ємність.

де L_H – необхідна довговічність редуктора, L_H = 20 ∙ 10³ годин;

Кінцево приймаємо попередньо прийнятий підшипник 7209, у якого динамічна вантажопідйомність складає С=50 кН.

8.Перевірочний розрахунок веденого вала.

8.1.Призначення матеріалу вала.

Призначаємо матеріал валу: сталь 45 ГОСТ 1050-88 нормалізована. Границя міцності _; твердість НВ190.

Границя витривалості визначається за формулою:

Згину:

Кручення:

8.2.Складаємо розрахункову схему вала (рис 11).

8.3.Визначаємо згинальні та крутні моменти і будуємо епюри згинальних і крутного моментів.

Із попередніх розрахунків:

Визначаємо згинальні моменти від сил в зачепленні відносно характерних перерізів.

Вертикальна площина:

Горизонтальна площина:

Від консольного навантаження муфти:

_{Крутний момент складає Т3 =263,72 Н*м.}

За отриманими результатами згинальних моментів і величини крутного момента будуємо епюри.

8.4.У відповідності з епюрами згинальних і крутних моментів встановлюємо небезпечні перерізи, які підлягають перевірочному розрахунку на втомленість.

Такими перерізами будуть: перерізи під серединою зубчастого колеса та підшипником 3.

8.5.Переріз А-А.

8.5.1.Визначаємо сумарний згинальний момент М_А-А в перерізі під серединою зубчастого колеса.

Приймаємо, що момент від консольної сили F_м в гіршому випадку співпадає за напрямком з сумарним моментом від сил в зачепленні зубчастої передачі:

8.5.2.Визначаємо осьовий момент опору валу з урахуванням шпоночного пазу.

Діаметр валу з зубчастим колесом

За ГОСТ 23360-78 табл. 8.9.(5) ширина шпонкового пазу в=12мм,

глибина пазу на валу

8.5.3. Визначаємо полярний момент опору перерізу вала з урахуванням шпонкового пазу:

8.5.4.Визначаємо амплітуду нормальних напружень. Вважаємо, що нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу:

8.5.5.Визначаємо амплітуду дотичних напружень. Вважаємо, що дотичні напруження змінюються по пульсуючому циклу:

8.5.6.Визначаємо концентрацію напружень.

Концентрація напружень обумовлена шпонковим пазом і

встановленням зубчастого колеса на вал з натягом.

При знаходженні коефіцієнту зниження границі витривалості для кожного концентратора напружень. За розрахункові приймаються ті коефіцієнти, які мають більші значення.

Коефіцієнт зниження границі витривалості розраховуємо за формулами:

де і ефективні коефіцієнти концентрації напружень з

урахуванням шпонкового пазу.

Знаходимо за табл. 8.5.[5], для сталі :

при маємо ;

ε_δ; ε_τ – коефіцієнти впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу за табл.7.10(5) інтерполяцією приймаємо ε_σ =0,874 , ε_τ=.0,762

К_F – коефіцієнт впливу шорсткості поверхні, (стор.162[5]

при R_a=0,32÷2,5 мкм;

приймаємо К_F =1,07.

К_V - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення. За табл.7.12.(5) приймаємо

К_V =1 ( поверхневе зміцнення відсутнє ).

Від установки колеса на валу з натягом коефіцієнт зниження межі витривалості в місцях напресовки колеса на вал знаходимо по відношенню:

За табл.8.7.(5) при, приймаємо:

3,3;

В подальших розрахунках використовуємо

8.5.7. Визначаємо коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням за формулами:

8.5.8.Знаходимо коефіцієнт запасу міцності небезпечного

перерізу А-А :

8.6.Переріз Б-Б:

8.6.1.Концентрація напружень обумовлена посадкою внутрішнього кільця підшипника на валу з натягом.

В перерізі діє згинальний момент М_Б-Б=М_м4=356Нм і крутний момент Т₃=263,72 Нм, d_П2=45 мм.

8.6.2.Визначаємо осьовий момент опору перерізу вала:

8.6.3.Визначаємо полярний момент опору перерізу вала:

8.6.4.Визначаємо амплітуду нормальних напружень циклу:

8.6.5.Визначаємо амплітуду дотичних напружень циклу:

8.6.6.Визначаємо концентрацію напружень.

Концентрація напружень зумовлена посадкою внутрішнього кільця підшипника на валу з натягом .

Коефіцієнти зниження границі витривалості визначаємо за формулами:

Знаходимо відношення ; для вауа в місцях пресовки підшипника.

За табл.8.7.(5) при d_П2=45 мм, _в=570МПа;

приймаємо

,

Тоді:

8.6.7.Коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напругам.

8.6.8.Результуючий коефіцієнт запасу витривалості перерізу Б-Б:

Розрахункові значення коефіцієнтів запасу опору втомленому руйнуванню небезпечноих перерізів, перевищує допустимий коефіцієнт запасу витривалості, тому розміри діаметрів валу і вибраний матеріал залишаємо без змін.