Уточнённый расчёт выходного вала на усталостную прочность.

Этот расчёт уточняет результаты проверочного расчёта выходного вала редуктора и заключается в определении коэффициента запаса прочности n в опасном сечении вала. В данном случае учитываются дополнительные концентраторы напряжения, которые не были учтены в предыдущем расчёте на статическую прочность.

Условие прочности имеет вид:

Где

коэффициент запаса прочности в опасном сечении;

коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям;

(1,5…4,0)-рекомендуемый коэффициент запаса прочности.

Где

, - пределы выносливости при изгибе и кручении,МПа;

, - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

, -масштабные коэффициенты;

- коэффициент поверхностного упрочнения, =1;

, -амплитудные значения нормальных и касательных напряжений, МПа;

, - средние значения нормальных и касательных напряжений, МПа;

, - коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения

Опасное сечение-под колесом,где концентратором напряжений является шпоночный паз.

 

МПа,

Где

- момент сопротивления сечения при изгибе, ;

- полярный момент сопротивления, ;

 

Где

 

-диаметр вала в мессе установки шпонки, мм;

-ширина шпонки, мм;

-глуина шпоночного паза, мм;

 

Расчет шпоночных соединений.

В зубчатых передачах шпоночные соединения служат для передачи крутящих моментов от валов к зубчатым колесам и наоборот. Шпонки рассчитываем на смятие. Выбираем призматические шпонки из углеродистой стали.

Условие прочности на смятие шпонки под зубчатым колесом

Шпоночное соединение ступицы шкива с валом: d=34 мм; шпонка:b=10 мм; h=8мм; t₁=5 мм.

 

Определяем длину шпонки:

; мм

мм

Шпоночное соединение колеса с валом: d=52 мм; Шпонка: b=16 мм; h=10 мм; t₁=6 мм

мм

Исходя из условия прочности , прочность шпонки под шестерней входного вала редуктора обеспечена.

 

Проверочный расчет подшипников

Входной вал: подшипник 208

Характеристики подшипника представлены в [5,табл.3].

Определяем радиальные силы в подшипниках:

R= ,

H

H

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

,

где

Х-коэффициент радиальной нагрузки;

У- коэффициент осевой нагрузки;

(табл.1,[5]), ;

- температурный коэффициент.

H

H

Долговечность подшипника:

, ч

ч

- срок службы в годах;

- коэффициент суточной нагрузки;

- коэффициент годовой нагрузки

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность для наиболее нагруженного подшипника:

,

кH

 

Выходной вал: подшипник 210

Определяем радиальные силы в подшипниках:

R= ,

H

H

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

,Н

где:

Х-коэффициент радиальной нагрузки;

У- коэффициент осевой нагрузки;

(табл.1,[5]), ; - температурный коэффициент.

H

Долговечность подшипника:

,

ч

 

- срок службы в годах;

- коэффициент суточной нагрузки;

- коэффициент годовой нагрузки

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность для наиболее нагруженного подшипника:

,

кH

Условие пригодности соблюдается. Принятый подшипник пригоден.

Таблица 4-Параметры подшипников

Вал	Обозначение подшипника	d,мм	D,мм	В,мм	с,кН	с0,кН
I					32,0	17,8
II					35,1	19,7

 

Выбор смазки

При расчетных контактных напряжениях в зубьях , МПа и окружной скорости колес , м/с, по табл. 10.29[7] выбираем масло – И-Г-А-68 (И – индустриальное; Г – для гидравлических систем; А – масло без присадок; 68 – класс кинематической вязкости).

Определяем количество масла. Смазка зубчатого зацепления производится погружением зубчатого колеса в масляную ванну.

Определяем объем масла:

,

л

Масло заливаем с таким расчетом, чтобы колесо погружалось в масло не менее, чем на высоту зуба.

Подшипники смазываются этим же маслом путем разбрызгивания его вращающимися колесами.