Расчет подшипника на заданный ресурс:
Эквивалентная нагрузка на подшипник:
Рr= (XVR +YFa) KбKm
Так как нагрузка Fa = 0, то коэффициенты X = 1, а Y = 0
V = l - коэффициент учитывающий вращение колец;
Кб= 1,5 - коэффициент безопасности, принят по таблице;
Кт = 1 - температурный коэффициент.
Рr= (1·1·5416) ·1,5·1=8124 H
Расчётная долговечность подшипника в часах:
где а23 = 0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;
а1 = 1 - коэффициент, долговечности в функции необходимой надежности;
k = 3 - показатель степени для шариковых подшипников. Так как расчетный ресурс
, то предварительно назначенный подшипник 315 пригоден.
При требуемом ресурсе надежность выше 90%.
Шестерни выполняем как единое целое с валом, размеры этой детали определены ранее.
Рис. 7.1
При крупносерийном производстве заготовку зубчатого колеса получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Представленная на рис.7.1 конструкция колеса имеет несложную технологию изготовления, небольшой вес, обеспечивает экономию материала и достаточную несущую способность.
Размеры колес вычисляем в зависимости от диаметров валов под колеса и ширин колес вычисленных ранее.
Колесо быстроходной ступени:
Диаметр ступицы:
dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 65 = 100,75 мм
принимаем dcm= 105 мм.
Толщина зубчатого венца:
S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 3 + 0,05 · 45 = 8,85 мм
принимаем S = 10 мм. Фаска:
f=0,5 · m = 0,5 · 3 = 1,5 мм
принимаем в соответствии f = 1,5 мм, угол фаски 45°.
Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:
С = 0,5 · b = 23 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм
На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.
Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.
Колесо тихоходной ступени:
Диаметр ступицы:
dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 86 =129 мм
принимаем dcm= 130 мм.
Толщина зубчатого венца:
S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 5 + 0,05 · 80 = 15 мм
принимаем S = 18 мм.
Фаска:
f=0,5 · m = 0,5 · 5 = 2,5 мм
принимаем в соответствии f = 2,5 мм, угол фаски 45°.
Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:
С = 0,5 · b = 40 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм
На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.
Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.
Для соединения валов с деталями вращения принимаем шпонки по ГОСТ 23360-78 как наиболее простые по конструкции. Расчёт шпонки сводится к определению её рабочей длины. Размеры шпонки выбираем в зависимости от диаметра соответствующего вала.
Шпонка соединения полумуфты и быстроходного вала:
,где h = 8 мм - высота шпонки; d = 40 мм - диаметр выходного конца вала; [σсм] = 180 Н/мм2- допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку - 12 х 8 х 22 ГОСТ 23360-78
Шпонка соединения промежуточного вала и колеса:
где h = 11 мм - высота шпонки; d = 60 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2- допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку - 18 х 11 х 45 ГОСТ 23360-78
Шпонка соединения тихоходного вала и колеса:
где h = 14 мм - высота шпонки; d = 86 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2- допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку - 22 х 14 х 50 ГОСТ 23360-78
Шпонка соединения полумуфты тихоходного вала:
где h = 12 мм - высота шпонки; d = 70 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2- допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку - 20 х 12 х 100 ГОСТ 23360-78
Применяя метод сечений строим эпюры изгибающих моментов в плоскостях XOZ и YOZ. Эпюры представлены на рис.9.1.
По эпюрам определяем максимальные значения изгибающих моментов и крутящего момента:
Mymax = 245157 Н · мм
Mxmax = 519788 Н · мм
Mкр max = 2746540 Н · мм
Для тихоходного вала опасным является сечение под подшипником, расположенным ближе к выходу вала, где действует максимальный изгибающий момент.
Геометрические характеристики сечения:
Момент сопротивления изгибу:
Момент сопротивления кручению:
Напряжение от изгиба:
,где
- коэффициент перегрузки, для асинхронных двигателей 
Fmax = 0 - т.к отсутствует осевая сила
Напряжение от кручения:
,где
Частные коэффициенты запаса прочности:
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Статическая прочность обеспечена, т.к
; 
, где 
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Проверка усталостной прочности состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s] = 1,5 - 2,5. Прочность соблюдена если s ≥ [s].
Производим расчёт для предположительно опасного сечения вала, место посадки колеса на вал - концентрация напряжений обусловлена действием максимальных моментов.
Для опасного сечения вычисляем коэффициент S:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
; 
Напряжения в опасном сечении:
; 
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
; 
,где
и 
- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения; 
и 
- коэффициенты снижения предела выносливости: 
где
и 
- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения; 
и 
- коэффициенты влияния качества поверхности; KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Для оценки концентрации напряжения в местах установки деталей с натягом используют отношение 
и 
).