5 Конструювання другого проміжного валу
В
другому розділі розробляється конструкція
другого проміжного вала з визначенням
його основних розмірів – проектувальний
розрахунок вала. Початковими даними
для вирішення цієї задачі є ширина
зубчатої шестерні 3, колеса 2 і крутильний
момент
.
За умовами на конструювання відповідні ділянки вала з’єднуються з вихідним зубчастим колесом 2 і підшипниками кочення 1. Шестерня 3 виконана за одне ціле з валом. Це відповідає реальній конструкції проміжного вала. Проектувальний розрахунок передбачає визначення діаметру вала, діаметру під підшипник і довжини кожної з позначених ділянок.
Діаметр вала визначається з розрахунку тільки на кручення при знижених допустимих напруженнях
, (34)
де
– допустиме дотичне напруження (для
редукторних валів
);
м
Отриманий діаметр вала збільшуємо з урахуванням ослаблення шпонковим пазом d=14 мм.
Діаметр вала під підшипник
dn = d - (4…8) мм = 16-4= 12мм . (35)
За визначеним діаметром підбираємо
радіальний шариковий підшипник легкої
серії (№ 201 уякогоширина
).
Довжина ділянки вала під підшипник
(36)
де
– фаска.
.
Довжина ділянки вала
(37)
l1=1.3·d=1.3* 16=20,8 мм.
Приймаємо
.
Повна довжина вала
l=2·l1+bш3+bk2=2·21+30+20=92 мм. (38)
Відстань між серединами колеса 2 і лівої опори вала
мм.
(39)
Відстань між серединами шестерні 3 і правої опори вала
мм. (40)
Відстань між серединами правої і лівої опор
a1+b1=a2+b2=l-(B+2·f)=92-(10+2·1)=79 мм. (41)
Тоді
a2 = 79 – b2 = 79– 30 = 49 мм , (42)
b1= 79 – a1 = 79 – 25=54мм. (43)
Для виготовлення вала використовуємо
сталь 40Х, для якої допустиме напруження
.
6 Перевірний розрахунок другого проміжного валу
Метою перевірочного розрахунку другого проміжного валує його перевірка на статичну міцність з урахуванням деформацій згинання і кручення. Схема вала з основними розмірами та зусиллями у зачеплені зубчастих коліс зображена на рисунку 6.1
Розрахунок починаємо з визначення
зусиль у зачепленні коліс
,
та
,
.
Окружні зусилля
H (44)
H (45)
де
,
– відповідно діаметри ділильних кіл
2-го колеса і 3-ої шестерні.
Радіальні зусилля
Fr12= Ft12· tgα =130,1·tg20˚ =130,1* 0.36=46,8Н, (46)
Fr43= Ft43· tgα =442,6·tg20˚=442,6* 0.36 =159,3Н. (47)
Окружні та радіальні зусилля переносимо
на вісь проміжного вала. При перенесенні
окружних сил з ободів коліс 2,3 на вісь
валувідповідно до теореми
Пуансона до сил додаються пари, момент
яких дорівнює
.
Ці пари діють у площинах перпендикулярних
до осі вала, тобто скручують вал.
Вид А
Рисунок
6.1-
Схема проміжного вала та зусиль в
зачепленні зубчастих коліс
При
цьому окружні зусилля будуть діяти у
вертикальній площині, а радіальні – у
горизонтальній (див. рисунок 6.2).
Реакції в опорах визначаємо з рівнянь рівноваги.
У вертикальній площині
;
(48)
звідки
Н
;
(49)
звідки
Н
У горизонтальній площині:
;
(50)
звідки
Н.
;
, (51)
звідки
Н
Переходимо до побудови епюр згинальних
та крутних моментів. Особливістю даної
схеми є та обставина, що на вал діють
тільки зосереджені сили. У цьому випадку
моменти на опорах дорівнюють нулю і
змінюються за лінійним законом. Тому
для побудови епюр згинальних моментів
необхідно обчислити згинальні моменти
тільки в перерізах
і
.
MCвер = RAвер · a1 = 257 · 0.025 = 6,425 Hм, (52)
MCгор = -RAгор · a1 = -28,5· 0.025 = -0.713 Hм, (53)
MDвер = RBвер·b2 = 315,7 · 0.03 = 9,47 Hм, (54)
MDгор = - RBгор·b2 = -113,6· 0.03 = -3,4 Hм. (55)
За одержаними результатами будуємо
епюри згинальних моментів в вертикальній
і горизонтальній площинах, а також епюру
крутного моменту, що дорівнює
і діє між перерізами
і
(рисунок 3.1).
Із побудованих епюр видно, що з точки
зору міцності найбільш небезпечним є
переріз
,
де діють максимальні згинальні моменти.
Визначаємо зведений момент у розрахунковому перерізі використовуючи теорію міцності найбільших дотичних напружень
Нм (56)
Рисунок 6.2Розрахункова схема валу та епюр силових факторів
Визначаємо еквівалентне напруження
МПа 
(57)
Таким чином отримане значення напруження не перевищує допустиме, тому міцність вала забезпечена.