Кинематический и силовой расчет привода

                   мм. (3.6)

      Определяем  межопорное расстояние

                   , (3.7)

      где х – зазор между шестерней и корпусом редуктора, х = 10 мм.

                   мм. 

                  Проектный расчет вала 

      Для определения реакций в подшипниках, представляем вал в виде балки  на двух опорах и рассматриваем ее равновесие в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 3.2).

      Определяем  реакции в плоскости XOZ

                   ;   ; (3.8)

                   ;   , (3.9)

      где F_k – консольная сила, Н;

      F_t – окружная сила, F_t = 2260 Н.

      Определяем  консольную силу

             Н.

             Н;

             Н.

Рис. 3.2. Силы действующие на ведущий вал.

      Определяем  реакции в плоскости YOZ

                   ;   ; (3.10)

                   ;   , (3.11)

      где F_r – радиальная сила в зацеплении, F_r = 849 Н;

            F_x – осевая сила в зацеплении, F_x = 578 Н;

            d₁ – делительный диаметр шестерни, d₁ = 68,98 мм. 

                   Н;

                   Н.

      Определяем  суммарные реакции в опорах

                   Н; (3.12)

                   Н. (3.13)

      По  определенным реакция строим эпюры  изгибающих моментов.

      Определяем  суммарный изгибающий момент в опасном  сечении вала

                   , (3.14)

      где М_х – максимальный момент в плоскости XOZ, М_х = 74,0 Нм;

            М_у – максимальный момент в плоскости YOZ, M_y = 31,1 Нм.

                   Нм.

      Определяем  эквивалентный изгибающий момент

                   Нм. (3.15)

      Определяем  диаметр вала в опасном сечении

                   ,  (3.16)

где [s_–1]_и – предел прочности при симметричном цикле нагружения,                 [s_–1]_и = 60 МПа.

                   мм < мм. 

                  Проверочный расчет вала 

      Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициента запаса прочности S в опасном сечении.

      Определяем  коэффициент запаса прочности в  опасном сечении

                   , (3.17)

      где S_s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

            S_t – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

      Определяем  коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

                   , (3.18)

где s_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;

k_s – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, k_s = 1,51, [1, табл. 8.2];

e_s – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_s = 0,76, [1, табл. 8.8];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [1];

s₀ – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

y_m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла;

s_m – среднее напряжение цикла, s_m = 0.

      Определяем  предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения

                   , (3.19)

      где  s_в – предел прочности на растяжение материала вала, s_в = 730 МПа [1].

                   МПа.

      Определяем  амплитуду цикла нормальных напряжений

                   МПа. (3.20)

                   .

      Определяем  коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

                   , (3.21)

где t_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

k_t – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k_t = 1,16, [1, табл. 8.2];

e_t – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_t = 0,65 [1, табл. 8.8];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [1];

t₀ – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

y_m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла,      y_m = 0,1 [1];

t_m – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений t₀.

      Определяем  предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

                   МПа. (3.22)

      Определяем  амплитуду цикла касательных  напряжений

                   , (3.23)

      где W_r – момент сопротивления сечения кручению.

      Определяем  момент сопротивления сечения кручению

                   мм³. (3.24)

                   МПа.

                   .

                   > .

      Расчетный коэффициент значительно больше допустимого вследствие того, что  был принят вал-шестерня. 

                  3.2. Расчет ведомого вала редуктора 

                  Ориентировочный расчет вала 

      Определяем  диаметр выходного конца вала

                   , (3.25)

      где Т₂ – крутящий момент на валу, Т₂ = 278,4 Н×м;

            [t]_кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]_кр = 20 МПа [1].

                   мм.

      Из  стандартного ряда принимаем d_в = 42 мм. Длина выходного конца вала равна длине ступицы звездочки h = 100 мм. Для соединения вала со звездочкой принимаем призматическую шпонку 12 х 8 х 90 ГОСТ 23360-78.

      Для упрощения монтажа деталей вал проектируется ступенчатым (рис. 3.3).

      Определяем  диаметр вала под уплотнение

                   мм. (3.26)

      В качестве уплотнения принимаем резиновую  армированную манжету по        ГОСТ 8752-79. Принимаем длину вала под  уплотнение h₁ = 20 мм.

      Определяем  диаметр вала под подшипник

                   мм. (3.27)

      Предварительно  принимаем радиальный однорядный подшипник 210 ГОСТ 8338-75 с шириной колец Т = 20 мм. Принимаем ширину опоры W = 30 мм.

      Диаметр вала под колесо принимаем равным диаметру под подшипник d_к = 50 мм.

      Для соединения вала с колесом принимаем  призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 с  размерами 16х10х45.

      Устанавливаем длины участков валов.

      Определяем  длину выходного конца вала

                   мм. (3.28)

      Принимаем межопорное расстояние равным для ведущего и ведомого валов редуктора L = 103 мм.

Рис. 3.3. Эскиз ведомого вала. 
 

                  Проектный расчет вала 

      Для определения реакций в подшипниках, представляем вал в виде балки  на двух опорах и рассматриваем ее равновесие в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 3.4).

      Определяем  реакции в плоскости XOZ

                   ; (3.29)

      где F_t – окружная сила в зацеплении, F_t = 2260 Н.

             Н.

      Определяем  реакции в плоскости YOZ

                   ;   ; (3.30)

                   ;   , (3.31)

      где F_r – радиальная сила в зацеплении, F_r = 849 Н;

            F_x – осевая сила в зацеплении, F_x = 578 Н;

            F_k – консольная сила, F_k = 2890 Н;

            d₂ – делительный диаметр колеса, d₂ = 256 мм.

                   Н;

                   Н.

      Определяем  суммарные реакции в опорах

                   Н; (3.32)

                   Н. (3.33)

Рис. 3.2. Силы действующие на вал.

      По  определенным реакция строим эпюры изгибающих моментов.

      Определяем  суммарный изгибающий момент в опасном  сечении вала

                   , (3.34)

      где М_х – максимальный момент в плоскости XOZ, М_х = 0;

            М_у – максимальный момент в плоскости YOZ, M_y = 245,7 Нм.

                   Нм.

      Определяем  эквивалентный изгибающий момент

                   Нм. (3.35)

      Определяем  диаметр вала в опасном сечении

                   ,  (3.36)

где [s_–1]_и – предел прочности при симметричном цикле нагружения,                 [s_–1]_и = 60 МПа.

                   мм < мм. 

                  Проверочный расчет вала