8.1.2 Промежуточный вал
Шпонка установлена только под цилиндрическим колесом. Диаметр вала d=dк=38 мм, длина ступицы lст=40 мм.
Принимаем материал ступицы колеса – сталь 40Х. Тогда [σсм]=200 МПа.
Принимаем размеры для d=38 мм: b=12 мм, h=8 мм, t1=5 мм. Полная длина шпонки
l=lст-(5…10)=40-(5…10)=35…30 мм.
Принимаем стандартное значение l=36 мм.
Расчетная длина шпонки для исполнения 1(оба торца шпонки скруглённые)
lр = l – b =36 – 12 =24 мм.
Тогда расчётные напряжения смятия при вращающем моменте на валу Т=ТII=162,26 Н·м:
см =
118,6
МПа,
что меньше [см]=200 МПа.
8.1.3 Тихоходный вал
Шпонки установлены на конце вала под ступицей ведущей звёздочки цепной передачи и под цилиндрическим колесом.
Рассмотрим шпоночное соединение ведущей звёздочки. Диаметр вала d=dт=50 мм, длина конца вала l=82 мм, форма конца вала – цилиндрическая. Длина ступицы звёздочки lст=84 мм. Тогда [σсм]=150 МПа.
Принимаем размеры для d=50 мм: b=16 мм, h=10 мм, t1=6 мм. Полная длина шпонки
l=lст-(5…10)=84-(5…10)=79…74 мм.
Принимаем стандартное значение l=80 мм.
Расчетная длина шпонки для исполнения 1(оба торца шпонки скруглённые)
lр = l – b =80 – 16 =64 мм.
Тогда расчётные напряжения смятия при вращающем моменте на валу Т=ТIII=574,23 Н·м:
см =
89,7
МПа,
что меньше [см]=150 МПа.
Рассмотрим шпоночное соединение цилиндрического колеса. Диаметр вала d=d5=65 мм, длина ступицы lст=70 мм.
Принимаем материал ступицы – сталь 40Х. Тогда для посадки и стальной ступицы [σсм]=200 МПа.
Принимаем размеры для d=65 мм: b=20 мм, h=12 мм, t1=7,5 мм. Полная длина шпонки
l=lст-(5…10)=70-(5…10)=65…60 мм.
Принимаем стандартное значение l=63 мм.
Расчетная длина шпонки для исполнения 1(оба торца шпонки скруглённые)
lр = l – b =63 – 20 =43 мм.
Тогда расчётные напряжения смятия при вращающем моменте на валу Т=ТIII=574,23 Н·м:
см =
91,3
МПа,
что меньше [см]=200 МПа.
9 Проверочный расчёт валов редуктора
9.1 Силовая схема нагружения валов привода
9.2 Определение радиальных реакций опор валов и построение эпюр моментов
9.2.1 Тихоходный (выходной) вал
Для шариковых радиальных однорядных подшипников точка приложения радиальной реакции располагается на середине подшипников.
Линейные размеры: l1Т=101,5 мм; l2Т=62,5 мм; l3Т=62,5 мм.
Силы на колесе косозубой цилиндрической передачи:
окружная Ft2T=4307,1 Н;
радиальная Fr2T=1639,7 H;
осевая Fa2T=1316,8 H.
Сила, действующая на вал со стороны цепной передачи, Fц=3968,622 Н.
Радиальные реакции опор от сил в вертикальной плоскости YOZ:
;
Fц·l1T
+
Fr2T·l2T
+
Fa2T·d2/2
- RB·(l2T+l3T)=0;
Fц=Fц·cos55˚=3968,622·cos55˚=2276,31 H.
=4072,7126
H.
;
Fц·(l1T+l2T+l3T)
- Fr2T
·l3T
+
Fa2T·d2/2
- RA·(l2T+l3T)=0;
Проверка:
Fц
- RA
+ RB
– Fr2T
= 2276,31 – 4709,3226 + 4072,7126 –
- 1639,7 = 0, реакции найдены правильно.
Радиальные реакции опор от сил в горизонтальной плоскости XOZ:
;
-Fц·l1T
+
Ft2T·l2T
+
RB·(l2T+l3T)=0;
Fц=Fц·sin55˚=3968,622·sin55˚=3251 H.
486,262
H.
; -Fц·(l1T+l2T+l3T) – Ft2T·l3T + RA·(l2T+l3T)= 0;
=8044,362 H.
Проверка:
-Fц
+ RA
- RB
– Ft2T
= 8044,362 – 4307,1 -3251 –
- 486,262 = 0, реакции найдены правильно.
Суммарные радиальные реакции опор для расчёта подшипников:
RrA
= RA
=
9321,453
Н;
RrВ
= RВ
=
4101,64
Н.
Для построения эпюр определяем значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:
Вертикальная плоскость YOZ:
сечение С: М = 0;
сечение А: М = Fц · l1T = 2276,31·101,5·10-3 = 231 H·м;
сечение D слева: М = Fц ·( l1T + l2T ) - RA ·l2T = 2276,31·( 101,5 + 62,5 )·10-3 –
- 4709,3226 ·62,5·10-3 = 79 Н·м;
сечение D справа: М = Fц ·( l1T + l2T ) - RA ·l2T + Fa2T ·d/2 = 2276,31·( 101,5 + +62,5)·10-3 -4709,3226 ·62,5·10-3+1316,8·266,65/2·10-3= =254,64 Н·м;
сечение В: М = 0.
Горизонтальная плоскость XOZ:
сечение С: М = 0;
сечение А: М = -Fц · l1T = -3251·101,5·10-3 = - 330 H·м;
сечение D: М = -Fц ·( l1T + l2T ) + RA ·l2T = -3251·( 101,5 + 62,5 )·10-3 +
+ 8044,362 ·62,5·10-3 = -31 Н·м;
сечение В: М = 0.
Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от сечения D к сечению С (эпюра Мk): Мk = TIII =574,23 Н·м.