2. Предварительный расчет валов

Проектировочный расчет валов производят на статическую прочность с целью ориентировочного определения диаметров• В начале расчета известен только крутящий момент М_к Изгибающие моменты оказывается возможным определить лишь после раз­работки конструкции вала, когда согласно общей компоновке выявляют его длину и мес­та концентрации напряжений: галтели, шпоночные пазы и др. Поэтому проектировочный расчет вала производят условно только на кручение, а влияние изгиба, концентрации напряжений и характера нагрузки на прочность вала компенсируют понижением допус­каемых напряжений на кручение [τ]_к .

Диаметр расчетного сечения вала вычисляют по формуле

где М_к - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала и численно равный передаваемому вращающему моменту: М_к = T , Н /м;

[τ]_к - допускаемое напряжение на кручение Н/

Для валов из сталей Ст5, Ст6, 45 принимают:

- при определении диаметра выходного конца [ τ]_к = 20...30 Н/мм

- диаметра промежуточного вала под колесом [ τ]_к = 10...20 Н/

Полученный диаметр вала округляют до ближайшего значения из ряда R40 нор­мальных линейных размеров, мм: 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53. 56, 60, 63, 67, 71. 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140, 150, 160, 170, 180, 190, 200, 210, 220, 240, 250, 260, 280.

Где Т − передаваемый момент, Н⋅м;

3. Расчет шпоночных соединений

По известному диаметру вала d выбирают сечение шпонки b и h (Приложение П2 и 3)

3.1. При проектировочных расчетах после выбора размеров поперечного сечения шпонки определяют расчетную рабочую длину l_p шпонки

d – диаметр вала, мм;

h, , t₁ – высота шпонки и глубина паза на валу, мм (приложения П2,

[σ]см – допускаемые напряжения смятия, Н/мм ;

l − рабочая длина шпонки для шпонок с плоскими торцами l = l, мм, со скругленными торцами l_p = l - b,, мм.

Допускаемые напряжения смятия для шпоночных соединений:

при стальной ступице [τ]см = 130...200 Н/мм²

Окончательно длину шпонки со скругленными торцами l = l_p + b или плоскими торцами l = lp назначают из стандартного ряда

l₁= 20 (мм)

l₂= 61 (мм)

l₃= 141 (мм)

l₄= 163 (мм)

4. Расчет закрытой зубчатой передачи

Необходимо выполнить расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи. Вращающие моменты на валу шестерни М₁ = 719 Н*мм, на валу зубчатого колеса М₁ = 180,7Н*мм. Частота вращения шестерни n₁ = 732,7об/мин. Срок службы 20000 часов. Требуемое передаточное отношение передачи i₁₂=U_Т=3,705

4.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

Материалы для колёс выбираем по таблице 1 Приложения.

Для шестерни - Сталь 40Х, термообработка – улучшение HB=245, σ_{h lim b1}=560 МПа, S_h1=1,1, S_f1=1,6, σ_{f lim b1}=440 МПа; для зубчатого колеса Сталь 45, термообработка - нормализация HB=190, σ_{h lim b2}=455 МПа, S_h2=1,1, S_f2=1,65, σ_{f lim b1}=350 МПа.

4.2 Рассчитываем допускаемые напряжения с учётом фактических условий нагружения:

Базовое число циклов напряжений

N_HO1 = 30 НВ^2,4 = 30 · 245^2,4 = 1,6 · 10⁷;

N_HO2 = 30 · 190^2,4 = 8,8 · 10⁶ ;

N_FO1 = N_FO2 = 4 · 10⁶

Число циклов напряжений

N_HE1 = N_FE1 = 60 · n₁ · t_Σ = 60 · 732,7 · 20000= 8,772 · 10⁸

N_HE2 = N_FE2 = 60 · n₁ · t_Σ / i_1,2 =60 · 732,7 · 20000 / 3 = 8,050 · 10⁷

Коэффициенты долговечности K_HL1 = K_HL2 =1, так как N_HE1 > N_HO1 и

N_HE2 >N_HO2 ; K_FL1 =K_FL2 =1, так как N_FE1>N_FO1 и N_FE2>N_FO2.

Коэффициенты K_FC1=K_FC2=1 для нереверсивной передачи.

Допускаемые контактные напряжения

[σ_н]₁= (σ_{н lim b1} / S_H1) · K_HL1 = (560 / 1,1) · 1= 509 МПа,

[σ_н]₂= (σ_{н lim b2} / S_H2) · K_HL2 = (455 / 1,1) · 1= 414 МПа.

Допускаемые напряжения при изгибе

[σ_F]₁= (σ ⁰_{F lim b1} / S_F1) · K_FC1 · K_FL1 = (440/ 1,6) · 1 · 1= 275 МПа,

[σ_F]₂= (σ⁰_{F lim b2} / S_F2) · K_FC2 · K_FL2 = (350/ 1,65) · 1 · 1= 212 МПа.