7. Проверка подшипников на долговечность.

Схема для определения полных осевых сил

зуб. пер

F_вх

Проверка:

_{Условие выполнено.}

_{Определение долговечности подшипника:}

n – частота вращения выходного вала.

С – динамическая грузоподъемность.

Р – эквивалентная нагрузка на подшипник.

m = 3

; Х = 0,43; Y = 0,86

Н

-коэффициент безопасности = (1,2…1,3) принимаем 1,2.

- температурный коэффициент = 1

V – коэффициент вращения внутреннего кольца = 1

часов.

20000 часов.

Условие по долговечности выполнено.

8. Проверочный расчет валов.

Эпюры в горизонтальной плоскости: Эпюры в вертикальной плоскости

Н*M

Производим расчет ведомого вала только в одном сечении – под зубчатым колесом.

Материал вала – сталь 45 нормализованная, предел прочности

Определяем предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, поэтому коэффициенты и

Масштабные факторы и

Коэффициенты и

Определяем момент сопротивления кручению:

где b – ширина шпонки, b=12мм;

h=9мм – высота,

= 3.14*45³/16 – 12*9*(2*45-9)²/16*45 = 16899.13

Определяем момент сопротивления изгибу:

= 3.14*45³/32 – 12*9*(2*45 – 9)²/32*45 = 8449.56

Определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжения:

7.78/2 = 3.89

Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение .

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности:

S=5.64. Допускаемый коэффициент запаса прочности [S]=2,5

Условие выполнено.

9. Шпоночные соединения.

Под действием вращающего момента в теле шпонки возникают напряжения среза и напряжения смятия на боковых гранях шпонки. Принятая схема распределения нагрузки является условной. В связи с неизбежным перекосом шпонок, давление распределяется по высоте рабочей части грани резко неравномерно, в результате чего изгибающий момент, стремящийся вывернуть шпонку из паза вала, невелик. Кроме того, на рабочих гранях шпонки возникают силы трения, препятствующие выворачиванию шпонки из паза вала. Поэтому в шпонках стандартного сечения напряжения изгиба малы; не является обязательной и проверка прочности шпонки на срез. Последняя учтена при стандартизации размера шпонок.

Основным расчетом для шпоночного соединения является расчет по напряжениям смятия (упругопластичное сжатие) в зоне контакта:

где Fсм - результирующая сила, действующая на боковую грань шпонки:

Aсм - площадь смятия боковой грани; Тр - расчетный крутящий момент; 0,5*d - расчетное значение плеча результирующей силы, действующей на шпонку. Ввиду условности расчета допустимо определять площади смятия:

- длина рабочей поверхности шпонки.

В этом случае для неподвижных шпоночных соединений рекомендуют назначать допускаемые напряжения на смятие _{из [2].}

Для подвижных соединений допускаемые напряжения будут иными.

Значение принимается для наименее прочного материала деталей соединения: шпонки, вала, ступицы. Шпонки обычно изготавливаются из чистотянутой стали 45С

Шпонка под колесом.

d=45(мм). b=14(мм). h=9(мм).

l=40(мм).

Условие прочности выполняются.

Шпонка на быстроходном валу:

_{На входном конце вала}

Шпонка на тихоходном валу:

На выходном конце

Шпонка под колесом:

d=45(мм).

_b=14(мм).

_h=9(мм).

_{t1=5.5(мм).}