Проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора, страница 6

Масштабный коэффициент при изгибе и крученные для выбранного вала:

Коэффициент состояния поверхности при шероховатости

Эффективные коэффициенты концентраций напруг для данного перерезу вала при изгибе и крученные в случае отсутствия технологического укрепления:

2. 4.2.11.2 Определяем эффективные коэффициенты концентрации напруг при изгибе и крученные вала, обусловленно ступицею колеса, насаженной на вал с посадкой H7/k6: . В данном перерезе есть два концентратора напруг, то при расчете принимаем тот, для которого эти концентраторы наибольшие, таким образом принимаем .

3. 4.2.11.3 Определяем запас прочности для нормальных напруг:

где амплитуда номинальных напруг згину

4. 4.2.11.4 Находим запас прочности для касательных напряжений

где полярный момент Wp= 30800мм3, для d =55мм, напряжение кручения : амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения: .

4.2.11.5 Общих запас прочности:

6. Расчет долговечности подшипников

Данные для расчета:

Реакции в опорах:

Эксплуатационная температура t < 1000C, осевые нагрузки отсутствуют. Желаемый ресурс подшипников Ln=12000 час. При 98 % надежности (а1=0,33) и обычных расчетных условиях эксплуатации (а23=0,75).

Из расчетной схемы вала и полученных значений опорных реакций определяющей радиальной загрузки на первой опоре Но и второй опоре У подшипника.

Циклограмма нагрузки характеризуется параметрами:

к2=0,7, q1= 0,4 (Тмах=т), q2= 0,6.

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:

Где Х и В – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки (Х=1, У=0)

V – коэффициент вращения ( V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника), КБ – коэффициент беспечности (Кб=1), КТ – температурный коэффициент Кт= 1.

Отсюда, в нашем случае:

Расчет выполняем для более нагруженного подшипника:

Определяем расчетную эквивалентную динамическую нагрузку из учета изменения режима нагрузки:

Определяем расчетный ресурс подшипников:

значит выбранный подшипник удовлетворяет условия долговечности.

1. Выбор и проверка шпонок тихоходного вала.

1. По диаметру вала под зубчатыми колесами d=55мм выбираем согласно ГОСТ 23360-78 призматическую шпонку перерезом b*h=16*10 длиной l=50мм. Ставим шпонку с закругленными концами.

Признаем расчетную длину:

Проверяем напряжение зминання между шпонкой и зубчатым колесом:

что меньше допустимого

2. По исходному диаметру d=45 мм Выбираем соответственно ГОСТ 23360-78 призматическую шпонку b*h=14*9 длиной l=56 мм

Выбираем диаметр вала d2=45мм шариковые радиальные подшипника 309 средней серии типа 0000 с схемой установки „в распор". Из каталога выписываем геометрические размеры и характеристики подшипников:

к2=0,7, q1= 0,4 (Тмах=т), q2= 0,6, Кп = 1.6

d =45 мм; D = 120 мм; В = 29 мм;

С = 60400 Н; С0 = 46400 Н; п = 500 хв-1

1. Из расчетной схемы вала и полученных значений опорных реакций определяем радиальные нагрузки на первый (опора А) и второй (опора В) подшипники:

Ray= 5180 Н; Rax= 1885 Н;

Rby = 5180 Н; Rbx= 1885 Н;