Расчет валов на прочность
Для выполнения второго этапа расчета вала необходимо иметь величины: крутящего момента; усилий, действующих в зубчатом зацеплении; усилий, действующих на вал со стороны механизма натяжения ременной передачи; линейные размеры: расстояние между опорами вала, координаты точек приложения усилий в зацеплении и натяжения.
Расчет быстроходного вала редуктора
Нагрузки, действующие на вал со стороны зубчатой косозубой передачи
Ft=1457,8 H - окружная сила
Fr=536 H - радиальная сила
Fa=207,5 H- осевая сила от конической передачи
Fрп=382 Н- сила давления на вал от ременной передачи.
Угол наклона
определим приняв нижнюю ветвь передачи
горизонтальной, тогда β=arcsin
=4,68°, следовательно, составляющие силы
натяжения равны
Fрпх=382·cos4,78°=381 Н
Fрпу=382·sin4,78°=32 Н
Определяем реакции в подшипниках (рисунок 87).
Для плоскости XZ:
Изгибающий момент в точке С
Мис=Rax·a=528·0,042=20,5 Н·м.
В точке С будет скачок момента от действия осевой силы.
Изгибающий момент от действия силы Fa Ми= Fa·R=207,5·0,002222=4,6 Н·м
Итого 20,5+4,6=25,1Н.
Изгибающий момент в точке В
Мив=Rax·2·a+Fa·R- Fr·a=528·2·0,042+207,5·0,02222-536·0,042=24,7 Н·м.
Для плоскости YZ:
Изгибающий момент в точке С
Мис=-Raу·a=-755·0,042=-29,44 Н·м.
Изгибающий момент в точке В
Мив=-Ray·2·a+ Ft·a=-755·2·0,042+1457,9·0,042=-2 Н·м.
Крутящий момент действует от точки приложения силы до середины шестерни, где он передается на колесо.
По форме эпюр определяем, что опасное сечение расположено в середине шестерни, а минимальное значение диаметра вала в этом сечении найдем по зависимости:
,
мм
где Мпр – приведенный момент в опасном сечении, Н·м;
[σ]и – допускаемое напряжение при изгибе, принимают [σ]и ≈ 50…60 Н/мм2.
Приведенный момент Мпр в соответствии с теорией наибольших касательных напряжений рассчитывают по зависимости:
51,24
Н·м=51,24·103 Н·мм.
Рисунок 97 – Напряжения на быстроходном валу
Тогда
=21
мм.
Так как диаметр вала в опасном сечении dоп оказался меньше, чем dк, то ранее рассчитанный диаметр оставляем без изменения.
Расчет тихоходного вала редуктора
Нагрузки, действующие на вал со стороны зубчатой косозубой передачи
Ft=1457,8 H - окружная сила
Fr=536 H - радиальная сила
Fa=207,5 H- осевая сила от конической передачи
Определяем реакции в подшипниках (рисунок 4).
Для плоскости XZ:
Изгибающий момент в точке С
Мис=-Rax·a=-460·0,042=-19,2Н·м.
В точке С будет скачок момента от действия осевой силы.
Изгибающий момент от действия силы Fa Ми= Fa·R=207,5·0,007778=16,1 Н·м
Изгибающий момент в точке С справа
Мив=-Rвx·a =-76·0,042=-3,1 Н·м.
Проверка -19,3+16,1=-3,1Н·м расчет верен.
Для плоскости YZ:
Рисунок 98– Напряжения на тихоходном валу
Изгибающий момент в точке С
Мис=Raу·a=729·0,042=30,6 Н·м.
Крутящий момент действует от точки приложения силы до середины шестерни, где он передается на колесо.
По форме эпюр определяем, что опасное сечение расположено в середине колеса, а минимальное значение диаметра вала в этом сечении найдем по зависимости:
, мм
где Мпр – приведенный момент в опасном сечении, Н·м;
[σ]и – допускаемое напряжение при изгибе, принимают [σ]и ≈ 50…60 Н/мм2.
Приведенный момент Мпр в соответствии с теорией наибольших касательных напряжений рассчитывают по зависимости:
119
Н·м=119·103 Н·мм.
Тогда
=28
мм.
Так как диаметр вала в опасном сечении dоп оказался меньше, чем dк, то ранее рассчитанный диаметр оставляем без изменения.