6.Проверочный расчет подшипников

6.1.Проверка подшипников быстроходного вала(Подшипник 306 ГОСТ 8388-75)

1.Определяем более нагруженный радиальной силой подшипник:

Н

Н

т.е. более нагружен подшипник опоры А

2.Определяем осевую нагрузку на подшипники R_a

512 Н

3.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку R_E

а) определяем отношение R_a/(VR_Br)

,

где V– коэффициент вращения

б) определяем коэффициенты еиупо соотношениюR_a/C_0r согласно табл. 9.2 /2/

,

где С_0r– статическая грузоподьемность, Н (см. табл. 4); принимаеме=0,22,у=1,99

в) т.к. R_a/(VR_Br) > е, то, согласно табл. 9.1 /2/, пользуемся следующей формулой

Н,

где К_б– коэффициент безопасности (см. табл. 9.4 /2/),К_Т– температурный коэффициент (см. табл. 9.5 /2/)

X=0,56;

4.Определяем расчетную динамическую грузоподьемность С_rр

кН,

что меньше С_r=29,1 кН (см.табл. 4);m–показатель степени,а₁–коэффициент надежности,а₂₃– коэффициент, учитывающий влияние качества подшипников и качество их эксплуатации; значениеn_бсм. п.1.3

5.Определяем базовую долговечность подшипников L_10h

ч,

что больше L_h=10,16∙10³ч

6.2. Проверка подшипников промежуточного вала(Подшипник306ГОСТ 8388-75)

1.Определяем более нагруженный радиальной силой подшипник:

Н

Н

т.е. более нагружен подшипник опоры В

2.Определяем осевую нагрузку на подшипники R_a

498Н

3.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку R_E

а) определяем отношение R_a/(VR_Br)

б) определяем коэффициенты еиупо соотношениюR_a/C_0r согласно табл. 9.2 /2/

,

где С_0r– статическая грузоподьемность, Н (см. табл. 4); принимаеме=0,22,у=1,99

в) т.к. R_a/(VR_Br) <е, то, согласно табл. 9.1 /2/, пользуемся следующей формулой

Н,

4.Определяем расчетную динамическую грузоподьемность С_rр

кН,

что меньше С_r=29,1 кН (см.табл. 4); значениеn_псм. п.1.3

5.Определяем базовую долговечность подшипников L_10h

ч,

что больше L_h=10,16∙10³ч

6.3.Проверка подшипников тихоходного вала(Подшипник 312 ГОСТ 8388-75)

1.Определяем более нагруженный радиальной силой подшипник:

Н

Н

т.е. более нагружен подшипник опоры А

2.Определяем осевую нагрузку на подшипники R_a

0 Н

3.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку R_E

а) определяем отношение R_a/(VR_Br)

,

б) определяем коэффициенты еиупо соотношениюR_a/C_0rсогласно табл. 9.2 /2/

,

где С_0r– статическая грузоподьемность, Н (см. табл. 4); принимаеме=0,19,у=2,3

в) т.к. R_a/(VR_Br) <е, то, согласно табл. 9.1 /2/, пользуемся следующей формулой

Н,

4.Определяем расчетную динамическую грузоподьемность С_rр

кН,

что меньше С_r=48,0 кН (см.табл. 4); значениеn_тсм. п.1.3

5.Определяем базовую долговечность подшипников L_10h

ч,

что больше L_h=10,16∙10³ч

7.Проверочный расчет валов

7.1.Расчет быстроходного вала на усталостную выносливость

1.Проверяем сечение под подшипником, т.к. оно является наибольшим концентратором напряжений

а) определяем амплитуду нормальных напряжений σ_а

Н/мм²,

где W_нетто– осевой момент сопротивления сечения вала; значениеМ_исм. п.5.1

б) определяем амплитуду касательных напряжений τ_а

Н/мм²,

где W_ρнетто– полярный момент инерции сопротивления сечения вала,

М_К– крутящий момент, равный вращающему моментуТ_б(см. п.1.3)

в) определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательныхнапряжений

где К_σиК_τ– эффективные коэффициенты концентрации напряжений (см. табл. 11.2 /2/),К_d– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3 /2/),К_f– коэффициент влияния шероховатости (табл. 11.4 /2/)

г) определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

Н/мм²

Н/мм²

где σ_-1иτ_-1– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;σ_-1см. п.4.1

д) определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении s

Вывод: Нужно уменьшать диаметры ступеней валов, но нельзя, т.к. не позволяет уменьшение диаметров расчёт динамической грузоподъёмности и долговечности подшипника. (См. п. 6.1.4.)

7.2.Расчет промежуточного вала на усталостную выносливость

1.Проверяем сечение под колесом, т.к. оно является наибольшим концентратором напряжений

а) определяем амплитуду нормальных напряжений σ_а

Н/мм²,

где W_нетто– осевой момент сопротивления сечения вала; значениеМ_исм. п.5.2

б) определяем амплитуду касательных напряжений τ_а

Н/мм²

где W_ρнетто– полярный момент инерции сопротивления сечения вала,

М_К– крутящий момент, равный вращающему моментуТ_п(см. п.1.3),b–ширина паза под шпонку,t₁– глубина паза в валу (табл. К42 /2/)

в) определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательныхнапряжений

где К_σиК_τ– эффективные коэффициенты концентрации напряжений (см. табл. 11.2 /2/),К_d– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3 /2/),К_f– коэффициент влияния шероховатости (табл. 11.4 /2/)

г) определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

Н/мм²

Н/мм²

где σ_-1иτ_-1– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;σ_-1см. п.4.1

д) определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении s

>[S]=2,1

7.3.Расчет тихоходного вала на усталостную выносливость

1.Проверяем сечение под колесом

а) определяем амплитуду нормальных напряжений σ_а

Н/мм²,

где W_нетто– осевой момент сопротивления сечения вала; значениеМ_исм. п.5.3

б) определяем амплитуду касательных напряжений τ_а

Н/мм²

где W_ρнетто– полярный момент инерции сопротивления сечения вала,

М_К– крутящий момент, равный вращающему моментуТ_т(см. п.1.3),b–ширина паза под шпонку,t₁– глубина паза в валу (табл. К42 /2/)

в) определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательныхнапряжений

где К_σиК_τ– эффективные коэффициенты концентрации напряжений (см. табл. 11.2 /2/),К_d– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3 /2/),К_f– коэффициент влияния шероховатости (табл. 11.4 /2/)

г) определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

Н/мм²

Н/мм²

где σ_-1иτ_-1– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;σ_-1см. п.4.1

д) определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении s

Вывод: Т.к. запас прочности сечения вала под колесом на тихоходном валу слишком велик, то уменьшаем все диаметры вала на 10 мм и выбираем подшипник средней серии 310 ГОСТ 8338-75.