7. Підбір підшипників кочення.

7.1. Ведучий вал.

8.1.1. Із попередніх розрахунків маємо підшипник 2306:

F_t=1478H, F_r=611,47 H, T₁=26,61 Нм, n₁=700 хв^-1, а₁=71,5мм, l₁=108,5мм.

Величину сили від дії муфти визначаємо за формулою:

Н.

7.1.2. Розрахункова схема ведучого валу:

F_м

F_r

F_t

R_1x

R_1y

R_2x

R_2y

l₁

a₁

a₁

R_1м

R_2м

F_м

Рис. 7. Схема ведучого валу.

7.1.3. Визначаємо реакції опори від сил в зачепленні.

Вертикальна площина, від сил F_r :

Н.

Горизонтальна площина від сили F_t:

H;

Реакції від сили дії муфти:

Н;

Н.

Перевірка:

.

7.1.4. Радіальні сумарні реакції опор

Н;

Н.

71.5. Подальший розрахунок ведемо по опорі 1, так як R₁ > R₂ .

Радіальне еквівалентне навантаженнявизначаємо за формулою:

;

де V=1, якщо обертається внутрішнє кільце;

- коефіцієнт безпеки, при постійному режимі роботи, =1,2;

- температурний коефіцієнт, =1;

Н.

7.1.6. Визначаємо потрібну динамічну вантажопідйомність підшипників:

H;

де L_h – потрібний ресурс робочої передачі при довготривалій роботі;

L_h =20·10³ год;

ά =10/3 – для роликових опор.

Прийнятий підшипник 2306 має динамічну вантажопідйомність С=51,2кН.

Умова виконується.

7.1.7. Перевіряємо довговічність підшипників:

;

;

.

Умова виконується, отже кінцево приймаємо підшипник 2306.

7.2. Ведений вал.

7.2.1. Із попередніх розрахунків:

Підшипник 2208:

F_t=1478H; F_r=611,47H; n₂=175хв^-1; a₂=71мм; b₂=60мм, l₂=75мм.

Величина сили від дії цепної передачі із попередніх розрахунків:

F_ц=1014,11H. ( Якщо цепна передача не розраховується, то сила від дії цепної передачі визначається за формулою )

7.2.2. Складаємо розрахункову схему валу:

Рис. 8 Схема веденого валу.

72.3. Визначаємо реакції опори від сил в зачеплені:

Вертикальна площина від сили F_r:

;

Горизонтальна площина від сили F_t:

.

Складаємо рівняння рівноваги і визначаємо значення реакції опори від дії сили від цепної передачі:

;

;

;

;

;

Н.

Перевірка:

.

8.2.4. Визначаємо сумарні реакції опори:

;

.

Далі розрахунок ведемо по опорі 4, тому що .

8.2.5. Визначаємо еквівалентні навантаження:

;

.

8.2.6. Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипників:

.

Попередньо прийнятий підшипник 2208, маса С=53,9кН.

;

^.

Умова виконується, отже підшипник придатний.

8.2.7. Перевіряємо довговічність підшипників:

.

;

1,82 10⁶год > 20 10³год.

Умова виконується, отже кінцево приймаємо підшипник 2208.

8. Уточнений розрахунок веденого валу.

8.1. Призначення матеріалу вала.

Призначаємо матеріал валу сталь 45 ГОСТ 1050-88 нормалізована. Границя міцності НВ 190. вважаємо, що нормальні напруги згину змінюються по симетричному циклу, а дотичні напруги кручення – по пульсуючому.

Границя міцності σ_в=570 МПа.

Границя витривалості згинання σ_-1=0,43 σ_в=0,43·570=245 МПа,

τ_-1=0,58· σ_-1 =0,58·245=142 МПа.

8.2. Складаємо розрахункову схему вала (рис.11).

83. Визначаємо згинальні та крутні моменти і будуємо їх епюри.

Із попередніх розрахунків:

F_t=1478 H; F_r=611,47 H; F_ц=1014,11H; R_3x=R_4x=739H; R_3y=R_4y=305,74H;

R_3ц=535,62H; R_4ц=1549,73 H; a₂=71 мм; l₂=75 мм; d_в2=32 мм ;d_к2=45мм.

Знаходимо величину згинальних моментів від сил в зачепленні:

• вертикальна площина:

;

Нм;

Нм;

• горизонтальна площина:

Нм.

Будуємо епюру М_у (див. рис.11).

Знаходимо величину згинальних моментів від сили F_ц:

Нм;

Нм.

Будуємо епюру М_ц (див. рис.11).

Величина крутного момента Нм.

По отриманим результатам будуємо епюру згинальних моментів (рис.11).

Рис.9. Епюра крутного моменту.

8.4.У відповідності з епюрами згинальних моментів встановлюємо небезпечні перерізи, які підлягають перевірочному розрахунку на втомленість.

Такими перерізами будуть перерізи під серединою зубчастого колеса та підшипником 4.

8.4.1. Переріз А – А.

8.4.1.1. Визначаємо сумарний згинальний момент М . В перерізі під серединою зубчастого колеса.

Приймаємо, що момент від консольної сили в гіршому випадку співпадає за напрямком з сумарним моментом від сил в зачепленні зубчастої передачі:

Нм.

8.4.1.2. Визначаємо осьовий момент опору перерізу з урахуванням шпонкового пазу. Для вала з зубчастим колесом d_к2=45 мм.

За ГОСТ 23360-78 табл.8,9(5) ширина шпонкового пазу b=14мм, глибина пазу на валу t=5,5мм:

мм³.

8.4.1.3. Визначаємо полярний момент опору перерізу вала з урахуванням шпонкового пазу:

мм³.

8.4.1.4. Визначаємо амплітуду нормальних напружень. Ввважаємо, що нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу:

МПа;

8.4.1.5. Визначаємо амплітуду дотичних напружень. Вважаємо, що вони змінюються по пульсуючому циклу:

МПа;

8.4.1.6. Концентрація напружень обумовлена шпонковим пазом і встановленням зубчастого колеса на вал з натягом. Знаходимо коефіцієнти зниження границі витривалості для кожного концентратора напружень. За розрахункові приймаються ті коефіцієнти, які мають більші значення. Коефіцієнт зниження границі витривалості розраховуємо за формулами:

;

;

де і - ефективні коефіцієнти концентрації напружень з урахуванням шпонкового пазу. Знаходимо за табл. 8.5.[5] для сталі при =570МПа, маємо =1,6; =1,5;

- коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу за табл.8.9[5] інтерполяцією приймаємо =0,82.

- коефіцієнт впливу шорсткості поверхні. За табл.8.9.[5] при

=3,2…0,8.

Приймаємо =1,07;

- коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення. За табл.8.12.[5] приймаємо =1.

;

;

Від установки колеса на валу з натягом коефіцієнт зниження межі витривалості в місцях напресовки колеса на вал знаходимо по відношенню . За табл. 8.16 [5] при d_к2=45 мм; =570 МПа; приймаємо:

; =2,05;

;

.

В подальших розрахунках використовуємо =3,37; =2,12.

8.4.1.7. Визначаємо коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням:

;

.

8.4.1.8. Знаходимо коефіцієнти запасу міцності небезпечного перерізу А-А:

;

S>[S] =1,3…2,1;

5,59 > 1,3…2,1.

Умова міцності виконується.

8.4.2. Переріз Б – Б.

8.4.2.1. Концентрація напружень обумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника 4 на вал з натягом.

В перерізі діє згинальний момент Нм

і крутний момент =110,23 Нм; =40мм;

8.4.2.2. Визначаємо осьовий момент опору перерізу:

мм³.

8.4.2.3. Визначаємо полярний момент опору перерізу:

мм³.

8.4.2.4. Амплітуда нормальних напруг:

МПа.

8.4.2.5. Амплітуда дотичних напруг:

МПа.

8.4.2.6. Концентрація напружень зумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника на вал з натягом при цьому коефіцієнти зниження границі витривалості:

;

.

Знаходимо відношення для вала в місцях пресовки підшипника. За табл.8.16.[5] при =40мм; =570 МПа приймаємо ; =1,96;

Тоді:

8.4.2.7. Коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напругам.

8.4.2.8.Визначаємо результуючий коефіцієнт запасу витривалості перерізу Б-Б:

1,3…2,1;

6,41>1,3…2,1.

Умова міцності виконується.