Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба:

где S_F - коэффициент запаса прочности, для стальных зубчатых колес S_F =l.4...2.2 [3, стр.186], принимаем S_F =1.7;

Y_R- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, для стальных зубьев с R_z=40мкм Y_R=1

Y_X- коэффициент, учитывающий масштабный фактор Y_X=1

- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, определяется по формуле:

Y_A- коэффициент для реверсивности работы Y_A=0,65

Y_N- коэффициент долговечности

где где m- показатель степени, для улучшенных колес m=6

N_FG- базовое число циклов, для любых передач

N_FE- эквивалентное число циклов

- коэффициент эквивалентности

В соответствии с графиком нагрузки, как при расчетах на контактную прочность для улучшенных колес:

Определяем эквивалентное число циклов шестерни и колеса:

Коэффициенты долговечности шестерни и колеса:

Вычисляем допускаемые напряжения изгиба:

МПа

МПа

Определяем рабочее напряжение

где К_F-коэффициент нагрузки, К_F=1,11.

- коэффициент формы зубьев

- эквивалентное число зубьев

-опытный коэффициент:

;

Расчет ведем по тому из зубчатых колес, у которого меньше отношение

Рабочее напряжение определяется для того, у которого меньше отклонение допускаемых напряжений

,что меньше допустимых. Следовательно, условие прочности выполняется.

Проверка статической контактной прочности по пиковой нагрузке.

где - кратковременная нагрузка

МПа

Условие статической контактной прочности выполняется.

Условие прочности по напряжениям изгиба:

_{Для улучшенных зубьев}

Условие статической контактной прочности выполняется

3.Ориентировочный расчёт.

3.1.Промежуточный вал.

Промежуточный вал выполняем за одно с шестерней. Ориентировочный диаметр подступичной части вала d₅:

принимаем d=38мм.

Диаметр, на который упирается колесо:

где f-размер фаски подшипника. Принимаем =42мм.

Диаметр, на который упирается подшипник:

где r-координата фаски подшипника (1,стр.25); r=2 мм.

Принимаем =30мм.

3.2.Тихоходный вал.

Диаметр выходного участка вала:

Принимаем =50 мм.

Участок вала, сопрягаемый с зубчатым колесом:

Принимаем d₃=62мм

Длина выходного участка вала

Принимаем =112 мм.

Диаметр вала под подшипник:

Диаметр заплечиков подшипника:

Принимаем =70 мм

3.3. Быстроходный вал

Диаметр входного участка вала

примем d_k=25 мм,

Диаметр вала под подшипник

примем d_П=30мм

d₂ - диаметр самого вала d₂=30мм

Диаметр участка вала под уплотнительные устройства

Длина входного участка вала примем l₁=38мм

4. Выбор и расчет подшипников качения.

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес применяем шариковые радиальные подшипники. Первоначально применяем подшипники легкой серии. Подшипники класса точности 0.

Опору применяем фиксирующую по схеме "в распор ".

4.1. Подшипники входного вала.

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

Осевая сила:

Н

Дополнительная сила от муфты:

где dм-диаметр расположения элементов муфты, с помощью которых передается крутящий момент; dм=3d

Н

Консольная сила приложена к середине выходного конца вала

Определяем реакции от сил, приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа 0 №205 d=30 мм, D=62мм, В=16 мм; грузоподъемность С₀=10кН, динамическая С=19,5кН (табл.24.10(1))

Расстояния между точками приложения сил: l=213мм; l₁=60мм; l₂=40мм; l₃=113мм.

Рассмотрим уравнения равновесия сил в вертикальной плоскости:

Рассмотрим уравнения равновесия сил в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Рис.1.Расчетная схема подшипников быстроходного вала.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения (7):

где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту. В качестве номинального момента принимается наибольший из длительно действующих моментов:

относительное время действия каждого уровня нагрузки

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчёт проводим в том месте, где реакция на подшипники наибольшая

- коэффициент безопасности =1,3

- температурный коэффициент =1

V -коэффициент вращения,

Найдём отношение F_a/VF_r для шарикового подшипника:

F_a/VF_R=353,15/(1*6950) = 0,05<e=0,42

F_a=353,15Н- осевая сила, действующая на подшипник;