5.2 Приближенный расчет тихоходного вала

Силы на колесе цилиндрической тихоходной передачи:

Окружные

Радиальные:

Консольная нагрузка на вал от муфты [3, с.13]:

Назначаем ориентировочные значения расстояний между точками приложения усилий:

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Проверка:

0=0-силы посчитаны верно.

Изгибающие моменты

Опорные реакции в горизонтальной плоскости.

Проверка:

Изгибающие моменты

Суммарные изгибающие моменты

Эквивалентные моменты

Расчет диаметров вала

Рисунок 5.2- Эпюры моментов на тихоходном валу

5.3 Проверочный расчет валов

Для опасного сечения вала определяем коэффициент запаса усталой прочности и сравниваем его с допускаемым значением принимаемым обычно 1,5…2,5 [3, c. 27].

Быстроходный вал

Так как моменты в зацеплении и в месте посадки подшипника практически равны целесообразней является проверка места посадки подшипника так как диаметр в этом месте меньший.

где коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

.;

эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при мкм принимают

масштабный фактор для нормальных напряжений [3, с.32]; отношение:

амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:

где момент сопротивления при изгибе, :

коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;

среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа;

коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

;

эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при мкм принимают

масштабный фактор для касательных напряжений [3, с.32]; отношение

амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа:

где момент сопротивления при изгибе, , для сплошного круглого сечения:

коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;

Подставляя полученные значения, получаем

Сопротивление усталости в опасном сечении обеспечивается.

Тихоходный вал

Опасным является сечение вала В посадка подшипника

Подставляя полученные значения, получаем

Сопротивление усталости в опасном сечении обеспечивается

6 Расчет шпоночных соединений

Выбираем предварительно призматические шпонки для всех валов.

Рисунок 6.1 – Шпоночное соединение

Шпонки рассчитываются на смятие боковых граней, выступающих из вала [1, c.125]

Материал шпонок сталь 45, допустимое напряжение на смятие [σ_см]=120МПа.

Рисунок 6.2 – Напряжения, возникающие в соединении

Соединение ведомого шкива и ведущего вала редуктора.

Т₁=61,6 Н∙м; d_В=24мм. В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=8х7 мм; t₁=4,0 мм ;

Принимаем l=28мм.

Соединение шестерни и ведущего вала редуктора.

Т₁=61,6 Н∙м; d_В=36мм. В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=10х8 мм; t₁=5,0 мм ;

Принимаем l=45мм.

Соединение колеса передачи с тихоходным валом.

Т₂=209,3 Н∙м; d_В=55мм. В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=16х10 мм; t₁=6,0 мм ;

Принимаем l=45мм.

Соединение муфты с выходным концом ведомого вала.

Т₂=209,3 Н∙м; d_В=40мм. В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=12х8 мм; t₁=5,0 мм ;

Принимаем l=54мм.

Таблица 6.1 – Параметры шпонок

№ шпонки	Диаметр вала d, мм.	Крутящий момент Т, Н*м.	bxhxl мм
1	24	61,6	8x7x28
2	36	61,6	10x8x45
3	55	209,3	16x10x45
4	40	209,3	12x8x54

Таким образом, условие выполнено для всех соединений.