Порядок выполнения работы

1. Замерить диаметр выходного конца вала редуктора d₀.

2. Сконструировать вал, учитывая удобство посадки на вал подшипников, зубчатого колеса и других деталей, а также необходимость фиксации этих деталей в осевом направлении заплечиками и распорными втулками (Рис. 9 .38).

Диаметр вала под подшипниками d_п (кратно 5):

d_п = d₀ + 2…5

Диаметр вала под колесом d_к:

d_к = d_п + 2…8

Диаметр заплечика d_з (рис. 27)

d_з = d_к + 2t,

где t  (1,5…1,7)с₁, а с₁ – таблица 20.

3. Замерить штангенциркулем ширину подшипников В, ширину зубчатого колеса b₂, диаметр начальной окружности колеса d_w2, зазоры между подшипниками и ступицей колеса с и с.

Построить расчётную схему вала, следуя рекомендациям изложенным в данной работе.

Рис. 9.38. Построение расчётной схемы вала редуктора

Рис. 9.39. Установка ступицы к заплечику вала

d0, мм	20	30	45	70	100	150
R	1,0	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0
c1	1,2	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0

Определение величин усилий, действующих в зацеплении и нагружающих вал.

Крутящий момент

,

где [] = 15…25 Н/мм² – допускаемое пониженное напряжение кручения.

Окружное усилие

.

Радиальное усилие

,

где  = 20 – нормальный угол зацепления;

 – угол наклона зубьев к оси колеса.

Осевое усилие

.

4. Рекомендуемая последовательность проектного расчета

4.1. Определение точек приложения, направления и величины сил, нагружающих вал в плоскости XOZ (Рис. 9 .40 а).

4.2. Определение точек приложения, направления и величины сил, нагружающих вал в плоскости YOZ (Рис. 9 .40 в).

4.3. Вычисление реакций R_бx и R_ву, H в опорах Б и В в плоскости XOZ (Рис. 9 .40 а).

4.4. Вычисление реакций R_бy и R_ву, H в опорах Б и В в плоскости YOZ (Рис. 9 .40 в).

4.5. Определение полных поперечных сил R_б и R_в в опорах Б и В

, Н , Н.

4.6. Определение изгибающих моментов в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов М_иу Н·м, в плоскости XOZ (Рис. 9 .40 б).

4.7. Определение изгибающих моментов в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов М_иу Н·м, в плоскости YOZ (Рис. 9 .40 г);

4.8. Вычисление суммарных изгибающих моментов М_из в характерных участках вала

, Н·м.

с построением эпюры изгибающих моментов М_и (Рис. 9 .40 д).

4.9. Представление эпюры крутящих моментов Т, Н·м, передаваемых валом (Рис. 9 .40 е).

4.10. Вычисление эквивалентных изгибающих моментов М_экв, Н·м в характерных точках вала с представлением их эпюр (Рис. 9 .40 ж)

,

где – в случае реверсивной передачи;

– в случае нереверсивной передачи.

4.11. Определение расчетных диаметров вала в опасных сечениях

, мм

и представляют полученные результаты на рисунке (рис. 28, з).

Здесь допускаемые изгибные напряжения равны

, МПа

где S_зап – коэффициент запаса S_зап = 5,0.

Рис. 9.40. Пример проектного расчета вала

5. Проверка вала на усталостную прочность выполняется после разработки рабочего чертежа проверяемого вала.

Проверка вала на усталостную прочность состоит в определении запасов прочности в сечениях проверяемого вала.

5.1. Анализируя линию сечений вала (Рис. 9 .41), где приведенные напряжения равны допускаемым, а также принятые размеры вала, можно сделать вывод, что потенциально слабыми сечениями вала являются сечения, обозначенные цифрами 1, 2, 3.

Рис. 9.41. Параметры вала для проверки на усталостную прочность

Выбранные сечения имеют параметры:

сечение 1 d_вал 1, М_и1 , Т₁;

сечение 2 d_{вал 2}, M_и2 , Т₂;

сечение 3 d_{вал 3}, М_и3 , Т₃.

5.2. Для каждого выбранного сечения вала, следуя из его конструкции (рис. 29), выбирается тип концентратора напряжений и по табл. 15 для этого типа концентратора выбираются значения коэффициентов концентрации напряжений по изгибу (k_σ) и по кручению (k_Т):

сечение 1 - k_σ1, k_1;

сечение 2 - k_σ2, k_2

сечение 3 - k_σ3, k_3.

5.3. Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям

где σ_-1 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения, МПа (табл. 19); σ_а – амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа,

;

где М_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм; W - момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, мм³

;

k_д – коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе

где k_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 21); k_F - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (табл. 22); k_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 23).