5.3. Расчет подшипников на долговечность

Проверочный расчет подшипников опоры второго вала на долговечность выполняем по условию [3, c.211]:

где n₂– частота вращения второго вала

с– грузоподъемность подшипника

P_Э– эквивалентная нагрузка на опору

m– показатель степени (m = 3 для шарико - подшипников)

[L_h] – допускаемая долговечность (10000 час.)

Выбор формулы, по которой определяется эквивалентная нагрузка, производится по соотношению [3, c.212]:

Для опоры 2:

1 > 0,41, значит

P_э= (X·V·R_Σ1+Y·Pa)K_Т·K_Б,

где Х, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки на опору;

V – коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника; V = 1 при вращении внутреннего кольца;

К_Б– коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки;

К_Т– коэффициент, учитывающий влияние температуры на работоспособность подшипника

Выбираем значения коэффициентов радиальной и осевой опорной реакции по таблице 9.18 [3, c.212]:

X = 0,45

Y = 1,13

Коэффициент безопасности К_Бвыбираем по табл. 9.19 [3,c.214]:

Для 8-й степени точности К_Б= 1,5

Выбираем коэффициент, учитывающий влияние температуры на работоспособность подшипника по табл. 9.20 [3, c. 214]:

Для t⁰до 125⁰К_Т= 1

После выбора коэффициентов можно найти эквивалентную нагрузку на опору 1:

P_Э2= (X·V·R_Σ1+Y·Pa₁)K_Т·K_Б= (0,45·1·1851 + 1,13·1525)·1,5 = 3834 Н

Для опоры 1:

0,70,41, значит

Р_Э=X·V·R_Σ·K_Т·K_Б

Выбираем значения коэффициентов радиальной и осевой опорной реакции по таблице 9.18 [3, c.212]:

X = 1, Y = 0

После выбора коэффициентов можно найти эквивалентную нагрузку на опору 2:

Р_Э1=X·V·R_Σ2·K_Т·K_Б= 1·1·2238·1,5 = 3357 Н

Проверочный расчет подшипников на долговечность принято выполнять для опоры, эквивалентная нагрузка на которую больше (опора 2):

Условие долговечности:

L_h> [L_h]

25226 час > [10000 час]

Подшипник выбран правильно.

5.4 Выбор шпонки

Шпонку выбираю в зависимости от диаметра хвостовика (d= 50 мм) по табл. 8.9 [3,c. 169].

Шпонка призматическая с плоскими торцами. Параметры:

Ширина b= 16 мм,

Высота h= 10 мм,

Фаска S= 0,3 мм,

Глубина паза вала t₁= 6 мм,

Глубина паза втулки t₂= 4,3 мм.

Проверяем шпонку на смятие ее боковых граней (по рабочей длине):

σ_см<[σ_см]

[σ_см] = 100 МПа, при спокойной нагрузке и неподвижном соединении [3, с.175].

Напряжение смятия определяется по формуле [3, с.170]:

Где d– диаметр вала;

Т₂– крутящий момент, Н·мм;

l– рабочая длина шпонки, мм

К– глубина врезания шпонки в ступицу,К= 0,4h= 0,4·10 = 4 мм.

Напряжение смятия:

Условие прочности:

σ_см<[σ_см]

83,3 МПа <[100 МПа]

Полученное значение σ_смудовлетворяет условию прочности, следовательно, достаточно одной шпонки для передачи крутящего момента.

5.5. Проверочный расчет вала на усталостную прочность

Проверочный расчет второго вала производится аналогично расчету первого вала (пункт 4.5).

Опасные сечения:

- самое ослабленное

- самое нагруженное

Материал вала червячного колеса – сталь 45

Термообработка - улучшение

Механические характеристики червяка [3, с.34]:

Предел прочности σ_в= 780 МПа

Предел текучести σ_т= 440 МПа

Средняя твердость НВ = 230

Расчет опасных сечений

Таблица 4

Сечения
Самое ослабленное	Самое нагруженное
σ-1= 335 МПа [3,c.311] τ-1= 195 МПа [3,c.311] Wк нетто= 3478 мм3[3, 165] τV=τm= 4,23 МПа[3,c.166] kτ = 2,55[3, c.166] ετ = 0,7 [3, c.166] ψτ= 0,1 [3, c.166] S = Sτ = 12,32 [3, c.164]	MF2= 623100 Н·мм εσ= 0,82 [3,c.166] kσ= 1,65 [3,c.166] ψσ= 0,1 [3,c.166] Wк нетто= 2777215 мм3 σv=σm= 0,16 МПа τV=τm= 0,08 МПа [3,c.166] kτ= 2,55 [3,c.166] ετ = 0,7 [3, c.166] ψτ= 0,1 [3, c.166] Sτ = 67 [3, c.164] S = 3,2

Условие прочности:

Сечение А – А Сечение Б – Б

S > [S] S > [S]

12,32 >[2,5] 3,2 >[2,5]

Т.е. результирующий коэффициент запаса прочности больше допускаемого коэффициента запаса прочности.