Ведущий вал.

P = 2598 Н, Р_r = 1092 Н, давление на вал от ременной передачи Q = 623 Н.

Составляющие этой нагрузки

R_xp.n. = R_yp = Q∙sin45⁰ = 623∙0,70Н = 441 Н.

Реакции опор:

в плоскости XZ

R_xp.n(l₃ + 2l₁) + R_x1∙2l₂ – p∙l₁ = 0

R_xp.n l₃ + Pl₁ – R_x2∙2∙l₁ = 0

проверка.

R_xp.n + R_x1 + R_x2 = P 441 + 485 + 1572 = 2598

В плоскости YZ

R_yp.n(l₃ + 2l₁) – l_y1∙2l₁ + P_r∙l_r = 0

R_yp.n l₃ + P_r ∙l₁ + R_y2∙2∙l₁ = 0

проверка

R_yp.n + P_r = R_x1 + R_x2 441 + 1092 = 1258 + 275 = 1533

Суммарные реакции

Выбираем подшипники более нагруженной опоре 2.

Р = 2598 Н P_r = 1092 l₂ = 65 мм

Эквивалентная нагрузка

P_Q = (XVF_r2 + YF_a)Kg∙K_T

где Х – коэффициент радиальной нагрузки (табл. 7.3)

Y – коэффициент осевой нагрузки (табл. 7.3)

Так как осевая нагрузка отсутствует (Р­_а = 0) принимаем Х = 1:Y = 0

V – коэффициент учитывающий вращение колец при вращении внутреннего кольца V = 1

kT – температурный коэффициент (табл. 7.1)

принимаем kT = 1

KT – коэффициент безопасности (табл. 7.2)

принимаем KT = 1,2

Р_э = (1∙1∙1596 + 0)∙1,2∙1 = 1915 Н

Расчет долговечности, мин.об.

мин/об

Расчетная долговечность

Ведомый вал

P = 2598 H, P_r = 1092 H, l₂ = 65 мм.

R_x3 = R_x4 =

Суммарные реакции

Эквивалентная нагрузка

Р_Э = 1∙1∙848∙1,2∙1 = 1018 Н.

Расчетная долговечность мин/об.

мин/об

Расчетная долговечность

часов

9. Проверка прочности шпоночных соединений.

Размеры соединений шпонок и пазов и длины шпонок по ст. с эв. 189 – 75

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение снятия и условие прочности

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступицы

Ведущий вал.

d = 30 мм b x h = 8 x 7 мм t₁ = 4 мм,

длина шпонки l = 40 мм, момент на ведущем валу М₂ = 71,2∙10³ Н∙мм

Ведомый вал.

Из двух шпонок на колесе и на выходном конце вала наиболее нагружена вторая менее диаметром вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки:

d = 40 мм b x h = 12 x 8 мм t₁ = 4 мм, l = 56 мм

М₃ = 285∙10³ Н∙мм

9. Уточненный расчет валов.

Расчет состоит в определении коэффициентов, запаса прочности и для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями прочность соблюдается при .

Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Материал вала тот же, что и для шестерни.

Сечении А-А концентрация напряжений обусловлена наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности.

где - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба

- коэффициент концентрации нормальных напряжений

=1,59 (табл.6.5)

- масштабный фактор для нормальных направлений

= 0,85 (табл. 6.8)

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатых поверхностей, =0,95

- амплитуды цикла нормальных напряжений

,

где М_U – изгибающий момент

М_U = Q∙V = 623∙8050∙10³ Н∙мм

W_нетто – момент сопротивления

= 0,2 (для углеродистых сталей при )

= 0, так как отсутствует осевая нагрузка.

где = 0,58 - 1 =0,58∙254 = 147 Н/мм²

= 1,49 = 0,73 = 0,1

Ведомый вал.

Концентрация напряжения вызвана наличием шпоночной канавки на выходном конце вала. В этом сечении возникают только касательные напряжения.

Коэффициент запаса прочности.

,

где

,

где

Принимаем = 1,68,