Ориентировочный расчёт валов

Предварительно все валы привода необходимо пронумеровать и при расчетах присвоить определяемым параметрам индекс соответствующего вала.

Расчеты рекомендуют выполнять последовательно для каждого вала редуктора.

Диаметры концов входного или выходного валов редуктора, а также диаметр вала под зубчатое колесо в случае двухступенчатого редуктора определяют исходя из условия прочности на кручение по формуле:

Намечаем подшипники шариковые однорядные, радиально упорные по (ГОСТ 831-75).

 

Вал	Обозначения подшипников	, мм	D, мм	В, мм	Т,мм	C, Н	С0, Н
I	1036909	45	68	12	12	13400	10800
II	1036913	65	90	13	3	18300	17300

’                                                                                                  

где Т – крутящий момент на рассчитываемом валу, Нм; [τ]– допускаемое касательное напряжение, МПа, значение которого берут пониженным, т.к. в данной формуле не учтен изгибающий момент, неизвестный на данном этапе расчета.

Входной вал.

, принимаем  исходя из табл. 2 [4].

 ;  = 48 мм;  = 53 мм

 

 

Рисунок 1 – Входной вал-шестерня цилиндрического редуктора

Выходной вал колеса редуктора.

, принимаем  исходя из табл. 2 [4].

 = 60 мм;  = 65 мм;  = 67 мм;  = 71 мм.

Рисунок 2 – Выходной вал редуктора

Эскизная компоновка редуктора

Рисунок 3 - Эскизная компоновка редуктора

 

Проверочный расчет валов на статическую прочность

I вал

 

Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости xAz

Рисунок 4 - Графическая схема входного вала редуктора с эпюрами

Определяем величину изгибающего момента М

, где d1 = 100 мм – диаметр делительной окружности шестерни (взят из расчета закрытой передачи).

Определяем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:

 

 

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости xАz:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости xАz..

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости (yAz), для чего совмещаем плоскость yAz с плоскостью чертежа. Определяем реакции опор в плоскости yAz:

 

Проверка

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости yAz:

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости yAz

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала. Расчетная формула:

По полученным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов Т1, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.

 Определяем опасное сечение по величине М_и и Т на эпюрах. Из рисунка видно, что опасное сечение расположено под шестерней. Эквивалентный момент в этом сечении равен:

Исходя из условия прочности уточняем диаметр вала в опасном сечении под шестерней, принимая допускаемое напряжение при изгибе [σ]=343 МПа:

Расчет показал, что диаметр вала под шестерней меньше ранее принятого dзк1 = 48 мм. Оставляем ранее принятые диаметры вала.

 

II вал

Рисунок 5 - Графическая схема входного вала редуктора с эпюрами

Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости xAz

Определяем величину изгибающего момента М

, где d1 = 400 мм – диаметр делительной окружности шестерни (взят из расчета закрытой передачи).

Определяем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:

 

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости xАz:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости xАz..

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости (yAz), для чего совмещаем плоскость yAz с плоскостью чертежа. Определяем реакции опор в плоскости yAz:

 

Проверка

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости yAz:

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости yAz

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала. Расчетная формула:

По полученным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов Т1, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.

 Определяем опасное сечение по величине М_и и Т на эпюрах. Из рисунка видно, что опасное сечение расположено под шестерней. Эквивалентный момент в этом сечении равен:

Исходя из условия прочности уточняем диаметр вала в опасном сечении под шестерней, принимая допускаемое напряжение при изгибе [σ]=343 МПа:

Расчет показал, что диаметр вала под шестерней меньше ранее принятого dзк1 = 67 мм. Оставляем ранее принятые диаметры вала.