11.2 Промежуточный вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 308 легкой серии со следующими параметрами:

d = 40 мм – диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 90 мм – внешний диаметр подшипника;

C = 41 кН – динамическая грузоподъёмность;

C_o= 22,4 кН – статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

P_r1= 2325,6 H;

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Р_э= (Х^xV^xP_r1+ Y^xP_a)^xК_б^xК_т,

где – P_r1= 2325,6 H – радиальная нагрузка; P_a= F_a= 0 H – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б= 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение =0e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: P_э= (1^x1^x2325,6 + 0^x0)^x1^x1 = 2325,6 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = 5480 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

L_h=320074 ч, что больше заданного.

11.3 Тихоходный вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 312 легкой серии со следующими параметрами:

d = 60 мм – диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 130 мм – внешний диаметр подшипника;

C = 81,9 кН – динамическая грузоподъёмность;

C_o= 48 кН – статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

P_r1= 2325,6 H;

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Р_э= (Х^xV^xP_r1+ Y^xP_a)^xК_б^xК_т,

где – P_r1= 2325,6 H – радиальная нагрузка; P_a= F_a= 0 H – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б= 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение =0e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: P_э= (1^x1^x2325,6 + 0^x0)^x1^x1 = 2325,6 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = 43676 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

L_h=10026717 ч, что больше заданного.

12 Уточненный расчёт валов

12.1 Расчёт 1-го вала

Крутящий момент на валу T_кр.= 43000 H^xмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности _b= 515,45 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

_-1= 0,43^x_b= 0,43^x515,45 = 221,64 Мпа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

_-1= 0,58^x_-1= 0,58^x221,64 = 128,55 Мпа.

Диаметр вала в данном сечении D = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S_=

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

_v=3,93 Мпа,

здесь

W_нетто=38330 мм³

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

_m=0 Мпа, F_a= 0 Мпа – продольная сила,

- _= 0,2 – см. стр. 164[1];

- = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- _= 2,4 – находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S_=22,79.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S_= где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

_v=_m=7 Мпа,

здесь

W_{к нетто}=3066 мм³

- _t= 0.1 – см. стр. 166[1];

- = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 1,84 – находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S_=9,2.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = 2,15

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.