- •3. Проверочные расчеты валов на прочность з.1. Определение нагрузок на вал в характерных сечениях
- •3.2. Расчет вала на усталостную прочность
- •3.3 Расчет вала на статическую прочность
- •4. Подбор подшипников качения (пк).
- •Пример2. Подбор пк для вала цилиндрического редуктора.
- •5.Расчет шпоночных соединений (ШпС).
- •3.1 Определение нагрузок на вал в характерных сечениях.
- •3.2 Расчет вала на усталостную прочность.
- •3.3 Расчет вала на статическую прочность.
- •6. Содержание и оформление графической части проекта.
5.Расчет шпоночных соединений (ШпС).
Исходные данные: Т; dВ; bh; материалы деталей ШпС; пример - см. в табл. 8.
Расчёт сводится к назначению длины L призматической шпонки не менее допускаемой [L] из условия несминаемости ШпС - см [см=150(80) Мпа – для стальных (чугунных) ступиц [при прессовой посадке значение [см увеличить в 1,3 раза] : L [L] = 4103T/(dВh[см) + b, мм.
Итоги расчетов примеров ШпС – см. в табл. 8.
Таблица 8.
Исходные данные |
Итоги расчета |
|||||||
№ вала |
Т Нм |
dB мм |
Сеч. шпонки bh* в мм |
Материал Вала |
Материал ступицы |
[см МПа |
[L] мм |
L мм |
1 2 2 |
85,8 416 416 |
32 H7/k6 40 H7/k6 42 H7/s6 |
108 128 128 |
сталь 40Х сталь 40Х сталь 40Х |
чугун СЧ15 сталь 45 сталь 40Х |
80 150 200 |
26,8 46,7 36,8 |
28 50 40 |
*Выбрать сечение шпонки b·h в зависимости от диаметра вала- см. ГОСТ 23360-78, [3], [4].
Пример 3. 3. Проверочные расчеты вала редуктора на прочность.
3.1 Определение нагрузок на вал в характерных сечениях.
И сходные данные: чертеж вала – см. рис.27.1; Т=416 Нм, Ft=3680 H, Fr=1390 H, Fa=990 H, FM=2770 H, d2=233,3 мм, а=55 мм, с=95 мм.
Составляем рациональную схему нагружения вала с нумерацией характерных сечений 1..4– см. рис.21.1. Находим составляющие реакций опор и изгибающие моменты вала, возникающие в плоскостях действия нагрузок, и строим эпюры моментов.
В горизонтальной плоскости (рис.21.2): при симметрии нагружения R1Г =R2Г =Ft/2= 3680/2 = 1840 H, M3Г =R1Г ·a=1840·55·10-3= 101 Нм.
В вертикальной плоскости (рис.21.3): R1B(2B)=(Fa·d2/2)/(2·a)+(-)Fr/2=…= =1745 (355) H, проверка ΣFB=R1B-Fr-R2B=1745-1390-355= 0;
M3B1=R1B·a=1745·55·10-3 = 96 Нм, M3B2=R2B·a=355·55·10-3=19,5 Нм.
В плоскости случайного направления (рис.21.4): R1M=FM·c/(2a)= =2770·95/(2·55)=2392 H, R2M=FM·(c+2·a)/(2·a)=2770·(95+2·55)/(2·55)= 5162 H, проверка ΣF=R1-R2+FM = 2392-5162+2770 = 0;
M 2м=FM·c = 2770·95·10-3 = 263 Нм , M 3м = M2М/2= 131,5 Нм.
Эпюру крутящих моментов см. на рис.21.5, где TB=416 Нм.
Определяем наибольшие нагрузки в характерных сечениях.
В сеч. 1, d=40мм: T=0=M1, R1=R1M+(R21Г+R21B)0.5=2392+(18402+17452)0.5=4928 H.
В сеч. 2, d=40мм: T= 416Нм, M2=M2M= 263Нм,
R2=R2 M +(R22Г+R22B)0.5=5162+(18402+3352) 0.5= 7036 Н.
В сеч. 3, d=42мм:
- со стороны опоры 1: T=0, M31=M3M+(M23Г+M23B1)0.5=
=131,5+ (1012+ 962) 0.5 = 271Нм;
- со стороны опоры 2: T=416Нм, M32=M3M+(M23Г+M23B2)0.5=131,5+(1012+19,52)0.5= 234Нм.
В сеч. 4, d=36мм: T=416 Нм, M = 0.
Сопоставляя нагрузки и размеры сечений, заключаем; что опасным является сечение №2.