9.2 Проверочный расчет для сечения с:

Амплитудное напряжение цикла, Н.

где М - суммарный изгибающий момент в сечении, Нмм.

Wнетто - момент сопротивления сечения вала при изгибе.

где - предел выносливости при симметричном цикле.

- коэффициент снижения предела выносливости.

Касательное напряжение по нулевому циклу, Н.

где М_к – крутящий момент.

W_к - момент сопротивления сечения вала при кручении.

Рассчитанный запас прочности удовлетворяет условию

10. Выбор шпонок.

10.1 Подбор шпонки для входного конца вала.

Для передачи вращающего момента от вала на муфту выбираю шпонку 8 х 7 х 25 ГОСТ 23360 – 78.

рабочая длина шпонки

где T – вращающий момент на зубчатом колесе;

d = 22 мм – диаметр вала;

h = 7 мм – высота шпонки;

[]_см = 80… 100 Мпа – допускаемое напряжение смятия;

t₁ = 4 мм – глубина паза вала;

Длина шпонки

- полная длинна шпонки, где

b – ширина шпонки

Выбираю шпонку длинной 30 мм.

10.2 Подбор шпонки для зубчатого колеса.

Для передачи вращающего момента от зубчатого колеса на вал выбираю шпонку 10 х 8 х 70 ГОСТ 23360 – 78.

Шпонка под зубчатое колесо тихоходного вала.

- рабочая длина шпонки

где T – вращающий момент на зубчатом колесе;

d = 30 мм – диаметр вала;

h = 8 мм – высота шпонки;

[]_см = 100..150 Мпа – допускаемое напряжение смятия.

t₁ = 5 мм – глубина паза вала;

мм - полная длина шпонки, где

b – ширина шпонки

Выбираю шпонку длинной 70 мм.

3. Подбор шпонки для консольного участка выходного вала.

Выбираю шпонку 10 х 8 х 70 ГОСТ 23360 – 78.

- рабочая длинна шпонки

где T – вращающий момент на зубчатом колесе;

d = 30 мм – диаметр вала;

h = 8 мм – высота шпонки;

[]_см = 100..150 Мпа – допускаемое напряжение смятия;

t₁ = 5 мм – глубина паза вала;

- полная длина шпонки, где

b – ширина шпонки.

Выбираю шпонку длинной 70 мм.

11. Выбор подшипников.

По конструктивным соображениям на тихоходный вал принимаю «Подшипник 205» легкой серии ГОСТ 8338 – 75 с габаритными размерами: наружный диаметр – D = 52 мм, посадочный диаметр – d = 25 мм, ширина – В = 15 мм, а на быстроходный вал принимаю «Подшипник 206» легкой серии ГОСТ 8338 – 75 с габаритными размерами: наружный диаметр – D = 62 мм, посадочный диаметр – d = 30 мм, ширина – В = 16 мм.

11.1 Расчет конструктивных элементов подшипника.

«Подшипник 205»

«Подшипник 206»

где d_w – диаметр шарика, мм.

S – толщина кольца,мм.

11.2 Определение фактического ресурса работы подшипника.

Определение эквивалентной динамической нагрузки.

где Х = 0, 6 - коэффициент радиальной нагрузки. из таблицы 7.3

y = 0, 5 - коэффициент осевой нагрузки. из таблицы 7.3

V = 1 – коэффициент вращения кольца.

1,4 – коэффициент безопасности из таблицы 7.4

К_Т = 1,4 – температурный коэффициент.

где а₂₃ = 0,7 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника, качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации.

С_r = 14 – динамическая грузоподъемность, кН.

Р = 3 – для шариковых подшипников.

n = 210 – частота вращения кольца.

Так как расчётная долговечность больше требуемой (90606,77>15000) , следовательно, подшипник подходит.