8.2. Ведомый вал.

Для диаметра мм (п. 3.10.2) по ГОСТ 23360-78 (с. 302, табл. 11.7, [7]) размеры призматической шпонки следующие:

мм,

мм,

мм,

мм,

,

где - длина полумуфты.

Для диаметра ведомого вала d=d₃=80 мм (п. 3.10.2) и вращающего момента Н·м (п. 6.2) принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП), для которой (с. 463, табл. 15.5, [7]) [Т]=2000 Н·м - допускаемый вращающий момент, D=250 мм - диаметр МУВП, L=348 мм - длина МУВП, мм - длина полумуфты.

Тогда длина шпонки

мм.

Длины шпонок выбирают из ряда …, 50, 56, 63, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200,…с.302, [7].

Проверяем условие прочности на смятие (8.2), т.е.

Н/мм² ≤ [σ_CМ]=(100÷120) Н/мм²,

т.е. условие прочности выполняется.

Для ведомого вала при мм (п. 3.10.2) (с. 302, табл. 11.7, [7]).

мм,

мм,

мм,

мм,

мм, где мм (п. 3.5), тогда условие прочности на смятие (8.2)

Н/мм²≤ [σ_CМ]=(100÷120) Н/мм²

тоже выполняется.

Таблица 15.5, [7]

Упругие втулочно-пальцевые муфты. Размеры, мм

[Т], Н·м	Диаметр вала	D	L	l
31,5	16; 18	90	81	40
63	20; 22	100	104	50
125	25; 28	120	125	60
250	32; 35; 38 40; 42; 45	140 140	165 225	80 110
500 710	40; 42; 45 45; 50; 55; 56	170 190	225 226	110 110
1000	50; 55; 56 60; 63; 65; 70	220 220	226 226	110 140
2000	63 – 75 80 - 90	250 250	288 348	140 170
4000 8000	80 – 95 100 - 125	320 400	350 432	170 210

Примечание:

1. Табличные данные относятся к муфтам типа 1 – с цилиндрическими отверстиями, исполнения 1 – для длинных концов вала.

2. Допускается сочетание полумуфт разных типов и исполнений в разными диаметрами посадочных отверстий в пределах одного и того же номинального момента.

9. Уточненный расчет вала. (Расчет на сопротивление усталости)

Расчет вала на сопротивление усталости выполняется как проверочный расчет для определения коэффициента запаса прочности n в опасном его сечении. Опасным считается то сечение вала, для которого коэффициент запаса прочности имеет наименьшее значение. Практические расчеты показывают, что в большинстве случаев опасным сечением вала можно считать сечение, где возникают наибольшие значения крутящего и суммарного изгибающего моментов.

Для обеспечения прочности вала необходимо выполнение следующего условия:

,

где - допускаемый коэффициент запаса прочности. При таком условии расчет вала на жесткость можно не проводить.

Общий коэффициент запас прочности n определяется по формуле:

,

откуда

, (9.1)

где коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (9.2)

а коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

. (9.3)

Пределы выносливости (усталости) материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения (рис. 9.1 и 9.2) для углеродистой стали можно определить по эмпирическим формулам:

, (9.4)

. (9.5)

Тогда среднее напряжение (рис.9.1)

,

амплитудное напряжение

, (9.6)

где М_и - наибольший суммарный изгибающий момент, W_Z - момент сопротивления при изгибе.

Рис. 9.1. Закон изменения

нормальных напряжений

во времени

В данном случае возникает еще и нормальное напряжение от осевой силы F_a, поэтому можно принять

,

где d – диаметр вала.

Касательное напряжение при кручении также изменяется по пульсационному циклу (рис. 9.2), тогда

, (9.7)

где Т_К – крутящий момент, – полярный момент сопротивления.

Далее, – эффективные коэффициенты напряжения изгиба и кручения; - коэффициенты масштабного фактора; Рис. 9.2. Закон изменения – коэффициент, учитывающий качество касательных напряжений обработки поверхности. При шероховатости

во времени мкм, (с. 298, [7]) принимают .