8.2 Ведомый вал
Ft=9750 Н
Fr=3638 Н
Fa=2215 Н
FB=11656 H
l2=99 мм
l3=99 мм
Рис.8.2 Схема нагружения ведомого вала
Реакции опор:
в плоскости XZ
Проверка: RX3+RX4-(Ft1+FВХ)=754+17236-17992=0
в плоскости YZ
Проверка: RY3+FBY-(Fr +RY4) =3330+8242-(3638+7918)=0
Суммарные реакции:
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №4.
Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии ([1] табл.П.3)
d=90мм; D=190мм; B=43мм; С=143 Кн; С0=99 Кн;
Отношение
Этой величине по таблице 9.18,c212,[1] соответствует e=0,2.
Отношение
X=1;
Y=0;
Эквивалентная нагрузка
КБ=1,2 цепная передача усиливает неравномерность нагрузки
Расчетная долговечность, млн. об.
Расчетная долговечность, ч
ч,
что приемлемо.
Ресурс подшипника превышает минимально
допустимую долговечность равную 10000
ч.
9. Проверка прочности шпоночных соединений
Параметры шпонки подобраны по диаметрам валов (табл. 8.9) [1].
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
9.1 Ведущий вал
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22,c.170, [1]).
Допускаемые
напряжения смятия при стальной ступице
=100...120
МПа, при чугунной
=50...70
МПа.
При
d=50
мм;
;t1=5,5мм;t2=3,8мм;
длина шпонки l=110
мм
9.2 Ведомый вал
При
d=85
мм;
;t1=9
мм; длине шпонки l=100
мм
При
d=100
мм;
;t1=10
мм; длине шпонки l=110
мм
10. Уточненный расчет валов
10.1 Ведущий вал
Уточненный
расчет состоит в определении коэффициентов
запаса прочности s
для опасных сечений и сравнении их с
допускаемыми значениями [s].
Прочность соблюдена при
.
Материал вала тот же, что и для шестерни,
т.е. сталь 45, термическая обработка-
улучшение.
По
таблице 3.3,c.34,[1]
при диаметре заготовки до 120 мм среднее
значение
730
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17,c.162,[ 1 ])
По
таблице 8.5,c.165,[1]
принимаем
1,65.
По
таблице 8.8,c.166,[1]
принимаем
0,7.
Момент сопротивления кручению по таблице 8.5,c165,[1]
При d=50 мм; b=14 мм; t1=5,5 мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Условие прочности выполнено.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты L=110 мм для d=50 мм [1] (табл.11.1) получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
Результирующий коэффициент запаса прочности
Получился
близким к коэффициенту запаса
10.2 Ведомый вал
Материал
вала - сталь 45 нормализация. По таблице
3.3,c.34,[1]
Пределы выносливости:
Сечение В-В
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17,c162,[1 ])
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По
таблице 8.5,c165,[1]
принимаем
.
По
таблице 8.8,c166,[1]
принимаем
.
;
Амплитуда
нормальных напряжений изгиба
Момент сопротивления изгибу по таблице 8.5,c.165,[1]
При d=100 мм; b=28 мм; t1=10 мм
При d=100 мм; b=28 мм; t1=10 мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Результирующий коэффициент запаса прочности
Условие прочности выполнено.
Сечение Г-Г
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
По таблице 8.5,c.165,[1] принимаем .
По
таблице 8.8,c.166,[1]
принимаем
.
Изгибающий момент в сечении Г-Г
(Положим
что
)
При d=85 мм; b=22 мм; t1=9 мм
При d=85 мм; b=22 мм; t1=9 мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Результирующий коэффициент запаса прочности
Условие прочности выполнено.