3. Построение эпюр моментов ведущего вала

Y

X

Z

F_муфт.

R_y2

R_x2

R_x4

R_y4

F_r1

F_t1

F_a1

4

3

2

1

L₁ = 118

L₂ = 135

L₃ = 125

215959,833

M_x, H^xмм

68294,441

0

0

M_y, H^xмм

212885,784

0

0

303247,434

303247,434

M =

0

0

M_кр(max) = Т_кр, H^xмм

85230,048

0

0

4. Ведомый вал

Силы, действующие на вал:

F_t2 = 5273,764 H

F_r2 = 2146,058 H

F_a2 = 3280,018 H

F_r1 = 2453,243 H

F_t1 = 6740,231 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2–й опоры (сечение вала 3 по схеме):

, отсюда:

R_x1 = =

= = 406,661 H

, отсюда:

R_y1 = =

= = 8185,38 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

, отсюда:

R_x3 = = = 7320,346 H

, отсюда:

R_y3 = = = –17071,669 H

Суммарные реакции опор:

R₁ = = = 8195,476 H;

R₃ = = = 18574,966 H;

5. Расчёт моментов ведомого вала

1 – е сечение

M_x = 0 Н · мм

M_y = 0 Н · мм

M_ = = = 0 H · мм

2 – е сечение

M_x1 = = = 540235,08 H · мм

M_x2 = =

= = 126952,812 H · мм

M_y1 = = = 26839,632 H · мм

M_y2 = =

= = 26839,632 H · мм

M_1 = = = 540901,384 H · мм

M_2 = = = 129758,939 H · мм

3 – е сечение

M_x = =

= = = 808827,72 H · мм

M_y = = = = = –294389,16 H · мм

M_ = = = 860736,463 H · мм

4 – е сечение

M_x = 0 Н · мм

M_y = 0 Н · мм

M_ = = = 0 H · мм

6. Построение эпюр моментов ведомого вала

Y

X

F_r2

Z

F_a2

F_t1

F_t2

R_x3

R_y3

R_x1

R_y1

F_r1

2

4

3

1

L₃ = 120

L₂ = 66

L₁ = 66

808827,72

540235,08

M_x, H^xмм

126952,812

M_y, H^xмм

44158,374

26839,632

–294389,16

860736,463

540901,384

M =

129758,939

664494,303

M_кр(max) = Т_кр, H^xмм

6. Проверочный расчёт передач, валов и подшипников

   1. Червячная передача

1. Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле на стр. 44[4]:

_H = 340 ·  []_H, где:

где: F_t2 – окружная сила на колесе:

K = 1 – коэффициент нагрузки, который принимается в зависимости от окружной скорости колеса:

v₂ = = = 1,426 м/с;

[]_H = 204,425 МПа – допускаемое контактное напряжение, уточнённое по фактической скорости скольжения v_s = 3,19 м/с (см. табл. 8[4]). Тогда:

_H = 340 · = 207,848 МПа ≥ []_H = 204,425 МПа.

Фактическая перегрузка:

_H = = = 1,674%, что меньше допустимых 5%.

2. Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса по формуле на стр. 44[4]:

_F = 0,7 · Y_F2 ·  []_F,

здесь K = 1 коэффициент нагрузки, определённый ранее; Y_F2 = 1,295 – коэффициент формы зуба колеса, определённый по таблице 17[4] интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

z_v2 = = = 108,595.

Тогда:

_F = 0,7 · 1,295 · = 14,228 МПа  []_F = 134 МПа.