Модернизация привода подач станка модели 6Н10 с упрощением конструкции коробки подач (стр. 5 из 7)
Допустимое контактное напряжение находим по формуле:
(53) 
434,32<1118МПа – условие выполняется.
5.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:
= 
(54)где
= 4.1 – коэффициент формы зуба 
= 3,75 – коэффициент формы зуба 
= 342,9 МПа – допускаемое напряжение изгиба для шестерни, 
= 371,43 МПа – допускаемое напряжение изгиба для колеса,m – модуль зубчатого колеса,мм,
b – ширина венца зубчатого колеса,мм.
Определяем менее прочное звено:
/ =342,9/4,1=83,63 (55) / =371,43/3,75=99 (56)Расчет будем производить по колесу;
=1 – (предварительно) коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, 
=1 - (для прямозубой передачи) коэффициент, учитывающий наклон зуба, 
=2* 
/ 
=2*216400/180 = 2404,44Н – окружная сила на начальной окружности, 
=1 – коэффициент нагрузки,Таким образом:
= 
= 166,89 МПаТо есть
=166,89МПа много меньше =371,43 МПа, следовательно условие соблюдается.6 Выбор и расчет подшипников
По определенным диаметрам выходных концов валов производим подбор подшипников, для установки валов в корпус коробки. Так как все передачи на валах являются прямозубыми, а валы расположены вертикально, то оптимальным вариантом являются шариковые радиально-упорные однорядные подшипники по ГОСТ 831 – 75.
Для третьего вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 831 – 75 шариковый радиально-упорный однорядный подшипник 36306(К) со следующими основными размерами и характеристиками:
d = 30мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,
D = 72мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,
B = 19мм – номинальная ширина подшипника,
С = 43800 Н – динамическая грузоподъемность,
С0 =27600 Н – статическая грузоподъемность.
Произведем расчет данного подшипника для наиболее нагруженной фиксирующей опоры третьего вала :
= 
(57) 
= 
(58)Наиболее нагружена опора А.
Осевая составляющая:
=m*g=13*9,8=127,4Н (59)Определим значение отношения
, для определения значения параметра 
= 
=0,0046, тогда =0.38 (60)Определим значение следующего соотношения
и сравним его со к = 
=0,019 (61)где V =1 – (при вращении внутреннего кольца по отношению к нагрузке) коэффициент вращения.
Так как
=0 > =0.38, то значения коэффициентов в формуле для эквивалентной динамической нагрузки составят: X = 1, Y = 0.Определим эквивалентную радиальную нагрузку из выражения:
= 
( 62) = 1*6670 НДля определения пригодности выбранного подшипника, определим расчетную динамическую грузоподъемность подшипника для данных условий нагружения и сравним со стандартной аналогичной грузоподъемностью выбранного подшипника.
Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность:
= * 
(63)где
=6670 Н - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка,p = 3 - для шарикоподшипников,
= 10000 ч – продолжительность работы подшипника (долговечность),n = 415,8мин-1 – максимальная частота вращения вала, тогда
=6670* 
=41989 НТо есть С = 43800Н >
=41989 Н, что говорит о пригодности выбранного подшипника.Для проверки подшипника по статической грузоподъемности, определим эквивалентную статическую нагрузку:
= 
= 0.6*6670+0.5*127,4=4065,7Н (64)где
= 0.6, 
=0.5 (для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников). =4067,7 Н < С0 = 27600 Н – подшипник пригоден.Для четвертого вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 831 – 75 шариковый радиально-упорный однорядный подшипник 36306(К) со следующими основными размерами и характеристиками:
d = 30мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,
D = 72мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,
B = 19мм – номинальная ширина подшипника,
С = 43800 Н – динамическая грузоподъемность,
С0 = 27600 Н – статическая грузоподъемность.
Для второго вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 831 – 75 шариковый радиально-упорный однорядный подшипник 46305(К) со следующими основными размерами и характеристиками:
d = 25мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,
D = 62мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,
B = 17 мм – номинальная ширина подшипника,
С = 26900Н – динамическая грузоподъемность,
С0 = 14600Н – статическая грузоподъемность.
7 Расчет шпоночного соединения
Передача крутящего момента с третьего вала на четвертый , происходит с помощью зубчатого колеса Z, которое крепится на ступице шестерни Z
с помощью призматической шпонки.Диаметр ступицы для посадки зубчатого колеса составляет d = 55мм, для которого по ГОСТ 23360 – 78 выбираем призматическую шпонку с размерами:
Сечение шпонки
b=16мм – толщина шпонки,
h=10мм – высота шпонки,
K=4.3мм – выступ шпонки от шпоночного паза.
Длину шпонки примем
= 20 ммМатериал шпонки сталь 45 ГОСТ 1050 – 88, с допускаемым напряжением смятия [
] = 90 МПа.Принимая нагружение шпонки по длине равномерным, произведем расчет на смятие. Условие прочности на смятии имеет вид:
= 
< 
(65)