2020-08-05
119
Диаметры различных участков вала определяют по формулам [1, 2]:
d ≥(4 - 5) · 3√Tmux, (4.8)
dn ≥d+2 · t, (4.9)
dбп ≥ dn +3 · r, (4.10)
dк ≥ dбп, (4.11)
dбк ≥ dк +3 · f, (4.12)
где Tmux - крутящий момент на тихоходном валу, Нм;
d, dn, dбп, dк, dбк – диаметры отдельных участков вала, мм.
Подставляя крутящий момент Tmux =15409Нм в выражение (4.8) получим
d ≥ (4 - 5) · 3√15409 = 124,4 – 149,3мм.
Назначаем d = 140 мм.
d n ≥ 140+2·5 = 150мм. Конструктивно назначаем dn = 170мм.
d бп ≥ 170 +3·3,5 =180,5мм. Назначаем d бп = 180 мм.
Назначаем d к = 180 мм.
Проверочные расчеты валов на усталостную прочность
Проверочный расчет валов производят после того, как будет окончательноразработана их конструкция и уточнены размеры.
Величины консольных сил на выходные концы валов со стороны муфт определяют по формулам:
на быстроходном валу
, (4.13)
на тихоходном валу для зубчатых редукторов
, (4.14)
где 
- величина консольной силы, Н;
, 
- крутящие моменты, соответственно на быстроходном и тихоходном валах, Н · м.
Рассчитываем опасное сечение вала на усталостную прочность методом упрощенного расчета. Согласно рекомендации [4,5,6] уточненный расчет по коэффициентам запаса проводить нет необходимости, если выполняется условие:
, (4.15)
где σэ – эквивалентное напряжение, МПа;
σ-1 – предел выносливости, МПа; σ-1 = 0,43· σВ;
Е – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
S – коэффициент запаса сопротивления усталости;
Кσ – коэффициент концентрации напряжений.
Эквивалентное напряжение согласно энергетической теории прочности определяют по выражению:
(4.16)
где σ – номинальные напряжения изгиба;
– напряжения кручения.
Напряжение изгиба определится по формуле
, (4.17)
Напряжение кручения определится по формуле
, (4.18)
