5.1.2. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

[5, с.26-27]

Расчетное напряжение изгиба определяем по формуле

, (5.1.10)

где – коэффициент формы зуба;

– модуль зубчатого колеса, мм;

- удельная расчетная окружная сила при расчете по изгибным напряжениям, Н/мм:

, (5.1.11)

где - окружная сила, действующая в зацеплении, Нм;

B – ширина колеса, мм;

– коэффициент динамической нагрузки при расчете по изгибным напряжениям:

, (5.1.12)

где - удельная расчётная окружная сила в месте её наибольшей концентрации:

(5.1.13)

- удельная окружная динамическая сила при расчете по изгибным напряжениям, Н/мм:

(5.1.14)

где — коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку; для колес НВ 350;

— коэффи­циент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [6,табл. 5.9];

v — окружная скорость, м/с;

– межцентровое расстояние, мм;

— передаточное число.

Рассчитываем на выносливость по изгибным напряжениям группы зубчатых передач (по z1, z4, z6).

Определяем удельную окружную динамическую силу при расчете по изгибным напряжениям по формуле (5.1.14):

;

;

.

Удельная динамическая окружная сила в месте ее наибольшей концентрации согласно формуле (5.5.13):

;

;

.

Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгибную прочность согласно формуле (5.5.12):

;

;

.

Удельная расчетная окружная сила при расчете по изгибным напряжениям согласно формуле (5.1.11):

;

;

.

Расчетное напряжение изгиба определяем по формуле (5.1.10)

;

;

.

2. Расчет валов

Минимальный диаметр вала рассчитывается по формуле:

,

где Т – крутящий момент, Н мм, – допускаемое касательное напряжение.

Принимаем [7, с.157]

. принимаем согласно

ГОСТ 6636-69

. Принимаем согласно

ГОСТ 6636-69.

. Принимаем согласно

ГОСТ 6636-69.

.

Диаметр шпинделя согласно [9,с.209] определяется по формуле:

,

где - расстояние между опорами, согласно чертежу коробки скоростей.

.

Принимаем согласно [10, табл.6.5].

3. Расчет подшипников

5.3.1.Предварительно принимаем следующие типоразмеры подшипников.

Для dп1 = 20 мм принимаем подшипники шариковые радиально-упорные (α=15°) по ГОСТ 831- 75.

Тип подшипника 36204К6, с габаритами:

D = 47 мм, B = 14 мм, r = 1,5 мм; r1 = 0,8 мм; Cr = 11,9 кН, Cо = 7,45 кН

Для dп2 = 20 мм принимаем подшипники шариковые радиально-упорные (α=26°) по ГОСТ 831- 75.

Тип подшипника 46204, с габаритами:

D = 47 мм, B = 14 мм, r = 1,5 мм; r1 = 0,8 мм; Cr = 14,8 кН, Cо = 7,64 кН

Для dп3 = 25 мм принимаем подшипники шариковые радиально-упорные (α=26°) по ГОСТ 831- 75.

Тип подшипника 46205, с габаритами:

D = 52 мм, B = 15 мм, r = 1,5 мм; r1 = 0,8 мм; Cr = 12,4 кН, Cо = 8,0 кН

Для dп4 = 40 мм принимаем подшипники шариковые радиально-упорные по ГОСТ 831 – 75.

Тип подшипника 36208К6, с габаритами:

D = 80 мм, B = 18 мм, r = 2; r1 = 1 мм; Cr = 27,0 кН, Cо = 20,4 кН [6,с.406] .

5.3.2. Вычисляем величину теоретической расчетной долговечности , млн. оборотов, подшипников, согласно [7,с.232] по формуле:

, (5.3.1)

где – динамическая грузоподъемность подшипника;

– эквивалентная нагрузка подшипника;

- показатель степени, зависящий от вида кривой контактной усталости, для шариковых подшипников .

Долговечность подшипника в часах связана с долговечностью в млн. оборотов зависимостью:

, (5.3.2)

где - частота вращения кольца подшипника.

Для однорядных радиальных подшипников:

, (5.3.3)

где - коэффициент радиальной нагрузки;

– коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца ;

- радиальная нагрузка;

- коэффициент осевой нагрузки;

- осевая нагрузка;

- коэффициент безопасности, [7, табл. 8.40];

- температурный коэффициент, [7, с. 233].

Вычисляем осевые и радиальные нагрузки по формулам:

,

, (5.3.4)

где – окружная сила, действующая в зацеплении; .

Для вала 1по формулам (5.3.4):

.

.

.

Определяем коэффициенты по таблице [7, табл. 8.41]:

X = 0, 41; Y = 0, 87.

Тогда по формуле (5.4.3) определяем:

Долговечность подшипников по формуле (5.4.1):

.

Долговечность подшипников в часах по формуле (5.4.2):

Для вала 2 по формулам (5.3.4):

.

.

.

Определяем коэффициенты по таблице [7, табл. 8.41].

X = 0, 41; Y = 0, 87.

Тогда по формуле (5.3.3) определяем:

Долговечность подшипников по формуле (5.3.1):

.

Долговечность подшипников в часах по формуле (5.3.2):

Для вала 3 по формулам (5.3.4):

.

.

.

Определяем коэффициенты по таблице [7, табл. 8.41].

X = 0, 41; Y = 0, 87.

Тогда по формуле (5.4.3) определяем:

Долговечность подшипников по формуле (5.3.1):

.

Долговечность подшипников в часах по формуле (5.3.2):

Для вала 4 по формулам (5.3.4):

.

.

.

Определяем коэффициенты по таблице [7, табл. 8.41].

X = 0, 41; Y = 0, 87.

Тогда по формуле (5.4.3) определяем:

Долговечность подшипников по формуле (5.3.1):

.

Долговечность подшипников в часах по формуле (5.3.2):

Итак, ресурс подшипников часов.