7.2 Сечение b-b
MB-B=15,6·103 Н·мм
7.2.1
Осевой момент сопротивления:
W=
2,6·103
мм3
7.2.2 Амплитуда нормальных напряжений:
ϭv=ϭmax=
2,8
Н/мм2
7.2.3 Полярный момент сопротивления:
Wp=2W=2·2,6·103=5,2·103 мм3
7.2.4 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
τ
v=
τm=
=
2,8
Н/мм2
По
таблице 6.2
,
,
φ=0,1.
7.2.5 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
nτ=
=
16,9
7.2.6 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
nϭ=
=
10,83
7.2.7 Результирующий коэффициент запаса прочности:
n=
=
9,2
8. Расчёт подшипников на долговечность
8.1 Быстроходный вал
8.1.1 суммарные реакции:
Fr1=R1=
=654,6
H
Fr2=R2=
=378,7
H
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 206 (приложения табл. П8):
d=30 мм, D=62 мм, B=16 мм, С=15кН, С0=10 кН.
8.1.2 Эквивалентная нагрузка:
Pэ=(XVFr1+YFa)KбKT,
Где V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо;
Kб=1,2 по табл. 7.2;
KT=1 по табл. 7.1;
Fa=Pa=181H; Fr1=654,6 H
Отношение Fa/C0=0,0181, этой величине соответствует e= 0,345(табл 7.3)
Отношение Fa/Fr1=0,277<e => X=1, Y=0.
Pэ=(1·1·654,6+0)·1,2·1=786 H
8.1.3 Расчётная долговечность:
L=
6950
млн. об.
8.1.4 Расчётная долговечность:
Lh=
206845
ч
Lh>L=25·103 ч, следовательно условие выполнено.
8.2 Промежуточный вал
8.2.1 суммарные реакции:
Fr1=R1=
=1173,8
H
Fr2=R2=
=2157,7
H
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2. Намечаем радиальные шариковые подшипники 207 (приложения табл. П8):
d=35 мм, D=72 мм, B=17 мм, С=12,7 кН, С0=13,6 кН.
8.2.2 Эквивалентная нагрузка:
Pэ=(XVFr1+YFa)KбKT,
Где V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо;
Kб=1,2 по табл. 7.2;
KT=1 по табл. 7.1;
Fa=Pa=568H; Fr2=2157,7 H
Отношение Fa/C0=0,042, этой величине соответствует e= 0,24(табл 7.3)
Отношение Fa/Fr1=0,264>e => X=0,56, Y=1,85 (табл 7.3)
Pэ=(0,56·1·2157,7+1,85·568)·1,2·1=2711 H
8.2.3 Расчётная долговечность:
L= 383,7 млн. об.
8.2.4 Расчётная долговечность:
Lh= 45679 ч
Lh>L=25·103 ч, следовательно условие выполнено.
8.3 Тихоходный вал
8.1.1 суммарные реакции:
Fr1=R1=
=3659
H
Fr2=R2=
=2995,7
H
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем роликоподшипники конические подшипники 7210 (приложения табл. П12):
d=50 мм, D=90 мм, B=21 мм, С=51,9кН, С0=39,8 кН.
8.1.2 Эквивалентная нагрузка:
Pэ=(XVFr1+YFa)KбKT,
Где V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо;
Kб=1,2 по табл. 7.2;
KT=1 по табл. 7.1;
Fa=Pa=568H; Fr1=3659 H
Отношение
Fa/Fr1=
0,155<e=0,37
(табл. 7.3) => X=1,
Y=0.
Pэ=1·3659·1,2·1=4391 H
8.1.3 Расчётная долговечность:
L= 1651 млн. об.
8.1.4 Расчётная долговечность:
Lh= 550333 ч
Lh>L=25·103 ч, следовательно условие выполнено.
9.
Проверочный расчёт шпоночных соединений
9.1 Тихоходный вал
9.1.1 Шпонка под муфтой
Расчёт ведётся по формуле:
Ϭсм=
,
Где M- момент на валу;
d- диаметр вала в месте установки шпонки;
h- высота шпонки;
l- длина;
b- ширина.
Ϭсм=
55 Н/мм2
<[ϭ]см
9.1.2 Шпонка под колесом
Ϭсм=
58 Н/мм2
<[ϭ]см
9.2 Промежуточный вал
9.2.1 Шпонка под шестерней
Ϭсм=
47 Н/мм2
<[ϭ]см
9.2.2 Шпонка под колесом
Ϭсм=
54 Н/мм2
<[ϭ]см
9.3
Быстроходный вал
9.3.1 Шпонка под шестерней
Ϭсм=
13 Н/мм2
<[ϭ]см
9.3.2 Шпонка под шкивом
Ϭсм=
34 Н/мм2
<[ϭ]см
10.
Проверочный расчёт стяжных винтов
10.1 Быстроходный вал
Расчёт ведётся по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения:
Ϭэкв=1,3Fp/A<[ϭ],
где Fp=[Kз(1-x)+x]·FB- расчётная сила затяжки винтов, Н;
здесь FB= 268,1 H- сила, воспринимаемая одним винтом;
Kз- коэффициент затяжки (2,5..4)
x- коэффициент основной нагрузки (0,2..0,3)
A=πd2/4-площадь опасного сечения винта, мм2.
Fp=[2,5(1-0,3)+0,3]·268,1=549,6 Н
A=
=156,5 мм2
Ϭэкв=
4,6
Н/мм2<[ϭ]