Розробляємо розрахункову схему вала з діючими силами

4.3 Розробляємо розрахункову схему вала з діючими силами

4.4 Визначаємо реакції в опорах вала у вертикальній площині:

å 

;

=-1223н;

å 

;

н.

Перевірка:

 

;

6533-9868 +1223+2111=0

4.5 Будуємо епюру згинаючих моментів у вертикальній площині (нм):

;

.

4.6 Визначаємо реакції в опорах вала у горизонтальній площині (н):

.

4.7 Будуємо епюру згинаючих моментів у горизонтальній площині (нм):

.

4.8 Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів (нм):

.

4.9 Будуємо епюру обертового моменту (нм):

М_об = Т = 886.8.

4.10 Визначаємо небезпечний переріз при розрахунку на статичну міцність.

Небезпечний переріз знаходиться там, де максимальний згинаючий момент, тобто він проходить через точку К.

4.11 Визначаємо приведений момент в небезпечному перерізі (нм):

.

4.12 Визначаємо розрахунковий діаметр вала у небезпечному перерізі на статичну міцність:

мм < d_кон = 45 мм;

 МПа.

4.13 Перевіряємо вал на втомну міцність

Знаходимо небезпечний переріз при розрахунку на втомленність. Він проходить через точку К, тому що тут маємо найбільшу кількість концентраторів напружень: шпонковий паз та посадка маточини колеса на вал

,

де n, n_s, n_t- запас міцності загальний, нормальний, дотичний.

4.14 Визначаємо запас міцності за нормальними напруженнями (симетричний цикл):

,

де G_-1 = 270 МПа – границя втомленності матеріалу при симетричному циклі;

К_s = 1,73 - коефіцієнт концентрації напружень;

К_d = 1,9 – коефіцієнт, що враховує абсолютні розміри перерізу (рис. 15.5);

К_F = 1,07 – коефіцієнт, що враховує стан поверхні (рис. 15.6).

s_а = МПа – амплітуда нормальних напружень

мм³ – осьовий момент опору переріза (табл. 5.9)

.

4.15 Визначаємо запас міцності за дотичними напруженнями

(асиметричний цикл – откольовий)

,

де t_-1 = 150 МПа – межа втомленності матеріалу при асиметричному циклі;

К_t = 1,55– коефіцієнт концентрації напружень;

t_а = t_m = МПа

– амплітудні та середні значення дотичних напружень;

мм³ – полярний момент опору перерізу (табл. 5.9);

y_t = 0,05 – коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу;

.

4.16 Визначаємо загальний запас міцності від втомленності у перерізі:

> [n] = 1,8;

[n] = 1,5 ... 1,8 (стор. 185 [1]).

4.17 Перевіряємо статичну міцність при перевантаженні (МПа):

s_еквIV =

s_3Г = ;

t_кр = ;

[s]_p = 0,8∙s_т = 0,8 × 360 = 288 , (стор. 302);

s_еквIV =  < [s] = 288.

5. Перевірний розрахунок пІдшипників кочення веденого вала

Вихідні дані:

d = 60 мм;

n = 70 об/хв.;

5.1 Спочатку вибираємо радіальний підшипник середньої серії 312, у якого (табл. 15):

С = 37800н – динамічна вантажність;

С₀ = 26700 н – статична вантажність.

5.2 Визначаємо реакції в опорах вала (н):

;

.

Розрахунок ведемо для опори В; F_r = F_B = 5083н.

5.3 Визначаємо розрахункове еквівалентне навантаження (н):

Р = Х∙V ∙Fr∙K_б∙К_t = 1×1 × 5083 × 1,5 × 1 = 7624

деХ = 1, V = 1 – коефіцієнт обертання;

K_б = 1,3 ... 1,5 – коефіцієнт безпеки (табл. 6.3);

K_t = 1 – температурний коефіцієнт (табл. 6.4 ).

5.4 Розрахункова довговічність

млн. об.

5.5 Розрахункова довговічність до появи ознак втомленності (год):

 > t = 5000.

5.6 Габаритні розміри підшипника 312 (табл. 15), мм:

d = 60;

D = 130 ;

В = 31.

5.7 Перевіряємо підшипник на статичну вантажність (н):

Р₀ = k_n∙F_r = 2,2∙9868 = 21709.6

Р₀ = 21709.6н < С₀ = 26700.

6. Перевірний розрахунок шпонкових з’єднань веденого вала

6.1 Основним розрахунком є перевірка за умови обмеження напружень змикання:

s_зм =  £ [s_зм]

[s_зм] = 80 ... 150 МПа (стор. 191).