м),? 4=49.5 + 50/2 - 5=69,5 (мм).
Рис.2. Перевірочний (уточнений) розрахунок вала. Складання розрахункової схеми вала редуктора
Визначення числових значень сил, що діють в зачепленні:
У зачепленні діють окружна сила Ft, радіальна сила Fr, і осьова сила Fа.
(для стандартного кута?=20? tg?=0,364)
Рис.3. Схема дії сил, епюра згинальних моментів у площині YZ.
Рис.4. Схема дії сил, епюра згинальних моментів у площині XZ.
Рис.5. Епюра згинальних моментів від спільної дії сил.
Рис.6. Епюра згинальних моментів від дії сили Q.
Сумарний згинальний момент від дії всіх сил
Рис.7. Епюра згинальних моментів від спільної дії всіх сил
Рис.8. Епюра крутного моменту
Визначення небезпечних перетинів валу.
Відзначаємо небезпечні перерізу вала, які підлягають перевірці на межу витривалості: перетин С (шпонкові паз і Mmax) і Е (канавка з жолобником).
Перетини в точці С (Рис.1, перетин К - К).
Тут діє Мі=340,55 (Нм) і Мк=214,78 (Нм). Напруження згину змінюються по симетричному циклу, напруга кручення - по отнулевому циклу.
Wі.нетто - момент опору вигину перетину, ослабленого шпоночной канавкою,
Wк.нетто - момент опору крученню перетину, ослабленого шпоночной канавкою.
d3=50 мм:
Коефіцієнти запасу міцності
?- 1,?- 1 - межі витривалості при вигині і крученні для симетричного циклу напружень,
до? і до?- Коефіцієнти концентрації навантаження для нормальних і дотичних напружень,
? ? і? ?- Масштабний фактор
?- Коефіцієнт враховує шорсткість поверхні,
??, ??- Коефіцієнти, враховують співвідношення між межами витривалості при симетричному і пульсуючому циклами напруг.
?- 1=250 (МПа); ?- 1=140 (МПа); до? =1,89; до? =1,74; ? ? =0,85;
? ? =0,85; ? =0,9; ? ? =0,2; ? ? =0,1.
Перевірка міцності вала в перетині Е - Е.
У перетині діє М і=287,6 (Нм) і М к=214,78 (Нм).
?- 1=250 (МПа); ?- 1=140 (МПа); до? =1,89; до? =1,74; ? ? =0,85;
? ? =0,85; ? =0,9; ? ? =0,2; ? ? =0,1.
Отже, небезпечним перетином є перетин Е - Е, тому там менший коефіцієнт запасу.
4. Перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань
. 1 Перевірка шпонок на зминання. Обрані раніше шпонки перевіримо на зминання робочих поверхонь.
Метою розрахунку є виконання умови? см? [? см], де [? см] - допустимі напруги зминання.
Якщо маточина сталева, то [? см]=100 ... 150 МПа.
Якщо маточина чавунна - [? см]=60 .. .90 МПа.
Менші значення допустимих напружень приймаються в разі передачі нерівномірних або ударних навантажень.
Напруження зминання визначаються за формулою:
де: окружна сила,
Т - передається крутний момент,
d - діаметр валу,
- розрахункова площа зминання паза в маточині,
h - висота шпонки,
t1 - глибина паза валу,
lP - розрахункова довжина паза (для призматичних шпонок з округленими кінцями, тут l - стандартна довжина шпонки, b - ширина шпонки).
У цій роботі для шпонки на вихідному кінці вала під муфтою (матеріал муфти - чавун) напруги зминання рівні:
Для шпонки під маточиною зубчастого колеса (матеріал колеса -сталь) напруги зминання рівні:
Таким чином, обрані раніше шпонки підходять по напруженням зминання.
.2 Перевірка шпонок на зріз
Напруження зрізу визначаються за формулою:
де: b - ширина шпонки;- Площа зрізу шпонки;- Допустиме напруження зрізу; =60 ... 100 МПа (менші значення приймаються при нерівномірному або ударної навантаженні); l - стандартна довжина шпонки. Напруги зрізу для шпонки на вихідному кінці вала під муфтою рівні:
Напруга зрізу для шпонки під маточиною зубчастого колеса:
Отже, обрані раніше шпонки підходять по напруженням зрізу.
. Вибір і розрахунок муфт
З метою компенсації радіальних, осьових і кутових зсувів валів при експлуатації привода, тихохідний вал редуктора і вал шестерні відкритої зубчастої передачі з'єднані зубчастої муфтою (МЗ), типорозмір якої вибираємо по діаметру вала редуктора з урахуванням обмеження:
де: К - коефіцієнт режиму роботи;
К=1,1 ... 1,4 - при спокійній роботі і невеликих розганяються масах (приводи конвеєрів, випробувальних установок);
К=1,5 ... 2,0 - при змінному навантаженні і середніх розганяються м...
