/p>
Тоді:
=== 1,93
=== 3,71
І загальний коефіцієнт запала міцності:
=== 1,71
Таким чином, = 1,71> [S] = 1.5, тобто запас опору втоми забезпечений.
5.3 Перевірочний розрахунок жорсткості валу
Перевірка жорсткості вала за умовами роботи зубчастого зачеплення. Небезпечним є вигин вала під шестірнею.
Прогин у вертикальній площині від сили F:
(47)
Прогин в горизонтальній площині від сили F:
(48)
де F-радіальна сила в зачепленні, Н
F-Кільцева сила в зачепленні, Н
a, b-відстані від кінців валу до місця докладання сил, мм
E = 2 * 10МПа - модуль пружності матеріалу вала,
J - момент інерції, мм
L - сумарна довжина валу, мм.
(49)
В
Розрахуємо прогини:
В В
Сумарний прогин знаходимо за формулою:
(50)
В
Допустимий прогин визначаємо за рекомендацією с.323
[y] = 0,01 * m (51)
[y] = 0,01 * 2,5 = 0,025 мм
0,00936 <0,025 - Отже умова виконується. br/>
5.4 Перевірочний розрахунок зубів зубчастих коліс на втому за контактними напруженням
Розрахунок ведемо виходячи з формули джерела
(52)
де E = 2 * 10МПа - Модуль пружності матеріалу зубчастого колеса,
Т- момент на валу, Н * м
K = 1,1
d- ділильний діаметр зубчастого колеса, мм
b- ширина вінця зубчастого колеса, мм
U = 1/i = 2,82
В
Допустиме контактне напруження знаходимо за формулою:
(53)
В
434,32 <1118МПа - Умова виконується. br/>
5.5 Перевірочний розрахунок по напруженням вигину
Визначимо розрахункова напруга вигину за формулою:
= (54)
де = 4.1 - коефіцієнт форми зуба
= 3,75 - коефіцієнт форми зуба
= 342,9 МПа - допустиме напруга вигину для шестірні,
= 371,43 МПа - допустиме напруга вигину для колеса,
m - модуль зубчастого колеса, мм,
b - ширина вінця зубчастого колеса, мм. p> Визначаємо менш міцне ланка:
/= 342,9/4,1 = 83,63 (55)
/= 371,43/3,75 = 99 (56)
Розрахунок будемо виробляти по колесу;
= 1 - (попередньо) коефіцієнт, що враховує перекриття зубів,
= 1 - (для прямозубой передачі) коефіцієнт, що враховує нахил зуба,
= 2 */= 2 * 216400/180 = 2404,44 Н - окружна сила на початковій окружності,
= 1 - коефіцієнт навантаження,
Таким чином:
== 166,89 МПа
Те є = 166,89 МПа багато менше = 371,43 МПа, отже умова дотримується.
6 Вибір і розрахунок підшипників
За певним діаметрам вихідних кінців валів проводимо підбір підшипників, для установки валів в корпус коробки. Так як всі передачі на валах є прямозубими, а вали розташовані вертикально, то оптимальним варіантом є кулькові радіально-упорні однорядні підшипники за ГОСТ 831 - 75.
Для третього валу на обидва вихідних кінця приймаємо по ГОСТ 831 - 75 кульковий радіально-наполегливий однорядний підшипник 36306 (К) з наступними основними розмірами і характеристиками:
d = 30мм - Номінальний діаметр отвору внутрішнього кільця,
D = 72мм - Номінальний діаметр зовнішньої циліндричної поверхні зовнішнього кільця,
B = 19мм - Номінальна ширина підшипника,
З = 43800 Н - динамічна вантажопідйомність,
З 0 = 27600 Н - статична вантажопідйомність. p> Зробимо розрахунок даного підшипника для найбільш навантаженої фіксуючою опори третього валу:
= (57)
= (58)
Найбільш навантажена опора А.
Осьова складова:
= m * g = 13 * 9,8 = 127,4 Н (59)
Визначимо значення відношення, для визначення значення параметра
== 0,0046, тоді = 0.38 (60)
Визначимо значення наступного співвідношення і порівняємо його з до
== 0,019 (61)
де V = 1 - (при обертанні внутрішнього кільця по відношенню до навантаження) коефіцієнт обертання.
Так як = 0> = 0.38, то значення коефіцієнтів у формулі для еквівалентної динамічного навантаження складуть: X = 1, Y = 0.
Визначимо еквівалентну радіальну навантаження з виразу:
= (62)
= 1 * 6670 Н
Для визначення придатності вибраного підшипника, визначимо розрахункову динамічну вантажопідйомність підшипника для даних умов навантаження і порівняємо зі стандартної аналогічної вантажопідйомністю обраного підшипника.
Розрахункова динамічна радіальна вантажопідйомність:
= * (63)
де = 6670 Н - еквівалентна динамічна радіальна навантаження,
p = 3 - Для шарикопідшипників,
= 10000 год - тривалість роботи підшипника (довговічність),
n = 415,8 хв -1
