мм, МХ = 15,6 Нм.
Перетин 2-2: Мх = R b Цј z
Точка В: z = 0, МХ = 0 Нм.
Точка С: z = 53 мм, МХ = 15,63 Нм
Площина XOZ (Горизонтальна). p> Реакцію Rb визначаємо за формулою (3.4)
Ft2 Цј 80-Rb Цј < span dir = LTR> 133 = 0;
Rb =
Підставляючи окружне зусилля Ft2 = 1,35 кН отримаємо
Rb = 0,812 кН.
Реакцію RА визначаємо за формулою (3.5)
-Ft2 Цј 53 + RА Цј 133 = 0
RА =
RA = 0,538 кН
Будуємо епюру згинальних моментів МY (z).
Перетин 1-1: МY визначається за формулою (3.7).
Точка А: z = 0, МY = 0.
Точка С: z = 80 мм, МY = 43,04 Нм.
Перетин 2-2: Мy = R b Цј z
Точка В: z = 0, МY = 0Нм
Точка С: z = 53мм, МY = 43,03 Нм.
Небезпечним є перетин в місці посадки колеса на вал (рис.3.3).
Напруга вигину знаходимо за формулою (3.12)
Пѓ == 2,91 МПа.
Знаходимо напруга кручення за формулою (3.13)
П„ == 4,99 МПа.
Отримані напруги підставляємо у вираз (3.11)
Пѓе == 9,12 МПа.
Межа витривалості для Ст. 45 Пѓ-1 = 249,4 МПа [2]. p> Коефіцієнт запасу опору втоми призначаємо S = 2.
напресованими на вал деталі створюють концентрацію напруг. Вплив на опір втоми напрессовки деталей істотно залежить від розмірів. Тому її вплив і вплив розміру враховують загальним коефіцієнтом
О¶'' = 1 (при p> 25МПа) найгірший варіант
Отримані напруги підставляємо у вираз (3.19)
О¶ '= 0,305 +0,0014 Цј 580 = 1,11
= 3,2 [1]
Отримані значення підставляємо у вираз (3.18)
В
Перевіряємо умову (3.10)
9,12 ≤
9,12 <36,46
Перевіряємо вихідний кінець тихохідного валу
Знаходимо напруга кручення за формулою (3.13)
П„ == 12,95 МПа.
Пѓ П„ ≤ , p> П„ -1 = 162,4 МПа;
Коефіцієнт запасу опору втоми призначаємо S = 2.
Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів Оµ = 0,70 [1]
Ефективні коефіцієнти концентрацій дотичних напружень До П„ = 2 [1]
26,84 ≤
26,84 ≤ 28,42
Умова виконується, тому уточнений розрахунок виробляти немає необхідності.
4. Розрахунок і підбір підшипників
4.1 Розрахунок підшипників швидкохідного валу
4.1.1 Вибір типу підшипників
Відповідно до усталеною практикою проектування та експлуатації машин тип підшипника вибирають за наступними рекомендаціями.
Для опор валів циліндричних прямозубих і косозубих коліс редукторів і коробок передач застосовують найчастіше кулькові радіальні підшипники.
Призначаємо підшипник 204 ГОСТ 8338-75. br/>
4.1.2 Розрахунок підшипника
Основними критеріями працездатності підшипників кочення є довговічність по усталостному викришування та статична вантажопідйомність по пластичних деформацій.
Розрахунок на довговічність виконують для підшипників, що обертаються з частотою n ≥ 10 об/хв. При n від 1 до 10 об/хв у розрахунок приймають n = 10 об/хв.
невращающейся підшипники або повільно обертові (n <1 об/хв) розраховують на статичну вантажопідйомність.
Розрахунок підшипників на довговічність роблять за формулою
Lh =, (4.1)
де Lh-розрахункова довговічність підшипника;
n-частота обертання валу, об/хв;
Cr-динамічна вантажопідйомність підшипника (береться з довідкових даних щодо підшипників), кН;
Pr-еквівалентна навантаження, кН;
Р-показник ступеня, рівний відповідно з результатами експериментів для шарикопідшипників p = 3;
а 1 - коефіцієнт, враховує надійність роботи підшипника;
а 23 - коефіцієнт, враховує якість металу підшипника і умови експлуатації;
[L h ] - необхідна довговічність підшипника (Для редуктора вона дорівнює терміну служби передач tОЈ), ч.
Нормальною надійністю підшипника вважається величина, рівна 0,9. Значення коефіцієнта а 1 для такої надійності буде а 1 = 1 [1].
Коефіцієнт а 23 залежить від умов роботи підшипника. Для звичайних умов відсутність підвищених перекосів та наявність масляної плівки в контактах призначаємо коефіцієнт А23 = 1 [1].
Еквівалентну радіальну навантаження для радіальних шарикопідшипників визначають за формулою.
Pr = (X Цј V
