8 Уточненный расчет ведущего вала

8.1 Ввиду больших нагрузок, действующих на вал от консольной силы принимаем материал вала сталь … : ,

- пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения.

8.2 В соответствии с эпюрами изгибавших и крутящих моментов (рисунок 2) и наличием концентрации напряжений предположительно устанавливаем опасные сечения вала, которые подлежат проверочному расчету на уста­лость.

Таких сечений два I-I под серединой зубчатого колеса и II-II под подшипником А.

8.3 Проверяем сечение вала I-I:

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Крутящий момент в сечении вала:

8.4 Осевой момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза:

где - глубина шпоночного паза по табл. П49 [1].

8.5 Полярный момент сопротивления сечения c учетом шпоночного паза:

8.6 Амплитуда нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу:

8.7 Амплитуда касательных напряжений, изменявшихся по нулевому циклу:

8.8 Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом.

Коэффициенты снижения пределов выносливости определяем по формулам:

Для шпоночного паза находим значение: эффективных коэффициен­тов концентрации напряжений по таблице 7.14 [2]:

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по таблице 7.10 [2]:

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по таблице 7.11 [2]:

От установки шестерни на валу с натягом коэффициенты снижения пределов выносливости в местах напрессовки шестерни на вал находим по отношениям:

по таблице 7.16. [2]

и затем находим отношения:

В дальнейших расчетах пользуемся этими коэффициентами.

8.9 Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения 1-1:

8.10 Проверяем сечение вала II-II:

Суммарный изгибающий момент равен моменту от силы , т.е.

.

8.11 Осевой момент сопротивления сечения:

8.12 Полярный момент сопротивления сечения:

8.13 Амплитуда нормальных напряжений цикла

8.14 Амплитуда касательных напряжений цикла:

8.15 Концентрация напряжений обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом.

При этом коэффициент снижения пределов выносливости:

Находим отношения для вала в местах на прессовки деталей.

По табл. 7.16. [2] при :

Принимаем , тогда .

8.16 Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

8.17 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечений II-II:

Если расчетные значения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях незначительно превышают допускаемые коэффициенты запаса прочности , то размеры диаметров вала и выбранный материал оставляем без изменения.

9 Посадки деталей и сборочных единиц редуктора

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска , а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска .

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка и т.д.) и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска .