Ведущий вал

Филиал ФГАОУ «Северный Арктический федеральный университет»

Им. М. В. Ломоносова в г. Северодвинске

Архангельской области

Технический колледж

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА

С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ КОСОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ И ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ

Расчётно-графическая работа

Дисциплина: техническая механика

Студентка группы Эс111в

Апухтина Е.Г.

Руководитель

Салов А.Н.

Оценка _____________

Г.

Содержание:

1 Задание на проектирование.. 3

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 3

3 Расчет зубчатых колес редуктора.. 4

4 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.. 7

5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА.. 8

6 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА.. 8

7 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 8

8 ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУТОРА.. 11

9 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА.. 12

10 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.. 14

11 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.. 14

12 ПРИЛОЖЕНИЕ.. 20

1 Задание на проектирование

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру.

Полезная сила, передаваемая лентой конвейера - F_л = 8,5 кН;

Скорость ленты - V_л = 1,1 м/с;

Диаметр приводного барабана D_б = 410 мм.

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД пары цилиндрических зубчатых колес h₁ = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников кочеиия, h₂ = 0,99; КПД открытой цепной передачи h₃ = 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, h₄ = 0,99.

Общий КПД привода:

Мощность на валу барабана: кВт Требуемая мощность электродвигателя: кВт Угловая скорость барабана: рад/с Частота вращения барабана: об/мин

В таблице 1 (см. приложение) по требуемой мощности = 10,68 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 S6 (ГОСТ 19523-81). S(%) = 2,7 T_п/Т_н = 1,2

Номинальная частота вращения n_дв = 1000 – 27 = 973 об/мин.

Угловая скорость: рад/с

Проверим общее передаточное отношение редуктора:

Частные передаточные числа (равны передаточным отношениям) можно принять:

для редуктора (по ГОСТ 2185-66): u_p = 6,3, для цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В	n1 = nдв = 973 об/мин	рад/с
Вал С	об/мин	рад/с
Вал А	nб = 51,6	рад/с

Вращающие моменты:

– на валу шестерни Н·мм;

– на валу колеса Н·мм.

3 Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения , где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) s _{Н lim b} = 2 НВ + 70

К_HL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности [ S_H ] = 1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле

[s _н ] = 0,45 ([s _{н 1}] + [s _{н 2}]);

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[s _н ] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.

Требуемое условие [s _н ] £ 1,23 [s _{н 2}] выполнено.

Коэффициент К_{Н b}, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. рис. 12.2), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимместричного расположения колес, значение К_{Н b} = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле ,

где - для косозубых колес;

- коэффициент, учитывающий неарвномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент ширины шестери по межосевому растоянию;

По ГОСТ 2185-66 принимаем .

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

По ГОСТ 9563-60 принимаем

Примем предварительно угол наклона зубьев β=10º и определим числа зубьев шестерни и колеса:

z₂ – число зубьев колеса

Действительный угол угла наклона зубьев

β = 12º31'

Основные размеры шестерни и колеса:

– диаметры делительные:

. Принимаем d₁ = 61 мм.

. Принимаем d₂ = 387 мм.

Проверка:

– диаметры вершин зубьев:

;

;

– ширина колеса: ;

– ширина шестерни: .

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

;

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки: ,

где =1,20, = 1,08, =1,0

Проверка контактных напряжений:

Силы, действующие в зацеплении:

– окружная Н

– радиальная Н

– осевая Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки К_F = К_{F b} К_Fv. По таблице 2, при y _bd = 1,55, твердости НВ £ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_{F b} = 1,42. По таблице 3, К_Fv = 1,45. Таким образом, коэффициент K_f = 1,42 ^. 1,45 = 2,1; Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v:

у шестерни

у колеса

Допускаемое напряжение по формуле

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ £ 350 s⁰ _{F lim b} = 1,8 НВ.

Для шестерни s⁰ _{F lim b} = 1,8 ^. 230 = 415 МПа, для колеса s⁰ _{F lim b 2} = 1,8 × 200 = 360 МПа.

[ S_F ] = [ S_F ]¢ [ S_F ]¢¢ - коэффициент безопасности, где [ S_F ]¢ = 1,75, [ S_F ]¢¢ = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [ S_F ] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

– для шестерни ;

– для колеса .

Находим отношения

– для шестерни ;

– для колеса .

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y _b и K_{F a}:

.

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия e_a = 1,5 и 8-й степени точности K_{F a} = 0,91.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

Условие прочности выполнено.

4 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжения [t_к] = 25 МПа по формуле.

Принимаем значение 30 мм

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d _дв и вала d _в1. Иногда принимают d _в1 = d _дв. Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя диаметр вала может быть 42 или 48 мм.Примем d _дв= 42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 — 75 срасточками полумуфт под d _дв = 42 мм и d _в1 = 30 мм. Примем под подшипниками d _п1 = 35 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом. Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [t_к] = 20 МПа.

Диаметр выходного конца вала:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда, пояснения к формуле: d _в2 = 55 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d _п2 = 60 мм, под зубчатым колесом d _к2 = 65 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше:

d ₁ = 61 мм; d _в1 = 30 мм; b ₁ = 94,6 мм.

Колесо кованое: таблица 4

d ₂= 387 мм: d _а2 = 393 мм; b₂ = 89,6 мм

Диаметр ступицы d _ст = l,6^. d _к2 = 1,6 ^. 65 = 104 мм; длина ступицы l _ст = (1,2¸1,5) d _к2 = (1,2 ¸ 1,5) х 65 = 78¸ 98 мм, принимаем l _ст = 80 мм.

Толщина oбода d_о = (2,5¸4) т_п = (2,5¸4) ^. 3 = 7,5 ¸ 12 мм, принимаем d_о = 10 мм.

Толщина диска С = 0,3 b ₂ = 0,3 ^. 89,6 = 26,9 мм.

6 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки: d= 0,025 а + 1 = 0,025 224 + 1 =6,6 мм, принимаем d = 8 мм: d₁ = 0,02 а + 1 = 0,02 224 + 1= 5,5 мм, принимаем d₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса к крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5d = 1,5 8 = 12 мм; b₁ = 1,5d₁ = 1,5 × 8 = 12 мм

нижнего пояса корпуса

р = 2,35d = 2,35 × 8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d ₁ = (0,03¸0,036) а + 12 = (0,03¸0,36) 224 + 12 = 17 ¸ 18 мм; принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d ₂ = (0,7 ¸ 0,75) d ₁ = (0,7 ¸ 0,75) 20 = 14¸15 мм; принимаем болты с резьбой М16;

соединяющий крышку с корпусом d ₃ = (0,5¸0,6) d ₁ = (0,5 ¸ 0,6) 20 = 10¸12 мм; принимаем болты с резьбой M12.

7 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (таблица 5).

Вращающий момент на ведущей звездочке Т ₃ = Т ₂ = 660,68 10³ Н^.мм

Передаточное число было принято ранее и _ц = 2,99

Число зубьев:

– ведущей звездочки z ₃ = 31 – 2 и_ц = 31 – 2 ^. 2,99» 25

– ведомой звездочки z ₄ = z ₃ и _ц = 25 2,99» 74,75

Принимаем z ₃ = 25 и z ₄ = 74. Тогда фактическое

Отклонение что допустимо

Расчетный коэффициент нагрузки К _э = k _д k_аk _н k _р k _см k _п = 1 × 1 × 1 × 1 × 1,25 × 1 × 1 = 1,25,

где k _д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); k_а = 1 учитывает влияние межосевого расстояния [ k_а = 1 при а _ц £ (30¸60) t ]; k _н = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров (k _н = 1, если этот угол не превышает 60^о); k _р учитывает способ регулирования натяжения цепи; k _р = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; k _см = 1 (при непрерывной смазке); k _п учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе k _п = 1.

Для определения шага цепи по формуле надо знать допускаемое давление [ р ] в шарнирах цепи. В таблице 6 допускаемое давление [ р ] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле величиной [ р ] следует задаваться ориентировочно.

Ведущая звездочка имеет частоту вращения n₂:

Среднее значение допускаемого давления при п₂» 154,4 об/мин [ р ] = 26 МПа.

Шаг однорядной цепи (т = 1)

Подбираем по табл. 5 цепь ПР-31, 75-88,50 по ГОСТ 13568-75, имеющую t = 31,75 мм; разрушающую нагрузку Q» 88,5 кН; массу q = 3,8 кг/м; А _оп = 262 мм².

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнире проверяем по формуле

Уточняем по табл. 6 допускаемое давление [p].

[ р ] = 24,5 [1 + 0,01 (z ₃ - 17)] = 24,5 [1 + 0,01 (25 - 17)] = 26,5 МПа.

Условие р < [ р ] выполнено.

В этой формуле 26 МПа — табличное значение допускаемого давления по табл. 6 при п₂ = 154 об/мин и t = 31,75 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле

где; , z _S = z ₃ + z ₄ = 25 +74 = 99.

Тогда Округляем до четного числа L_t = 150.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле:

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1576 × 0,004» 6 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

где d ₁ = 19,05 мм — диаметр ролика цепи (см. табл. 5);

Силы, действующие на цепь:

окружная F_{t ц} = 5233 Н — определена выше;

от центробежных сил F_v = qv² = 3,8 • 2,04²» 15,8 Н,

где q — = 3,8 кг/м по табл. 5;

от провисания F_f = 9,81 k_f • q • a _ц = 9,81 • 1,5 · 3,8 · 1,576 = 88 Н, где k_f = 1,5 при угле наклона передачи 45°.

Расчетная нагрузка на валы

F _B = F_{t ц} + 2 F_f = 5233 + 2 • 88 = 5409 Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле:

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [ s ]» 8,2 (см. таблицу 7); следовательно, условие s > [ s ] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки d _ст= 1,6 ^. 55 = 88 мм; l _ст = (1,2¸1,6) 55 = 66¸88 мм; принимаем l _ст = 85 мм;

толщина диска звездочки 0,93 В _вн = 0,93 • 19,05»18 мм, где В _вн — расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 5).

Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.

8 ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУТОРА

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валок при снятой крышке редуктора; жела­тельный масштаб 1: 1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной сто­роне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии a_w = 224 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса;

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А ₁ = 1,2d; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = d;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = d; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d _п1 = 35 мм и d _п2 = 60 мм.

По таблице 8 имеем:

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
Размеры, мм	С	С 0
				33,2 81,9	18,0 48,0
П р и м е ч а н и е. Наружный диаметр подшипника D = 80 мм оказался больше диаметра окружности вершин зубьев da 1 = 67 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливают мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 8¸12 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l ₁= 78 мм и на ведомом l ₂ = 82 мм. Примем окончательно l ₁ = l ₂ = 82 мм.

Глубина гнезда подшипника l _г» 1,5 × В; для подшипника 312 В = 31 мм; l _г = 1,5 × 31 = 46,5 мм; примем l _г = 46 мм.

Толщину фланца D крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d _o отверстия; в этом фланце D = 14 мм. Высоту головки болта примем 0, 7d _б = 0,7 × 12 = 8,4 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 31,75 + 5 = 36,75 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l ₃= 67,2 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l ₃ = 68 мм.

9 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА

Ведущий вал:

Из предыдущих расчетов имеем F_t = 3438,4 Н, F_r = 1280,9 Н и F_а = 750 Н; из первого этапа компоновки l ₁ = 82 мм.

Реакции опор:

в плоскости хz

в плоскости уz

Проверка

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 307 (см. таблицу 8):

d = 35 мм; D = 80 мм: В = 21 мм; С = 33,2 кН и С₀ = 18,0 кН

Эквивалентная нагрузка по формуле

в которой радиальная нагрузка Р_{r 1}= 874 Н: осевая нагрузка Р_a = F_a = 183 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К _б = 1 (см. таблицу 9); К_Т = 1 (см. таблицу 10).

Отношение . Этой величине (по таблице 11) соответствует е = 0,24.

Отношение Х = 0,56 и Y= 1,88

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

, что больше установленных ГОСТ 16162 — 85.

Ведомый вал:

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 3438,4 H, F_r = 1280,9, F_a = 750 H.

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в = 5409 Н. Составляющие этой нагрузки

F_вх = F_ву = F_в sinγ = 5409 sin 45⁰ = 3825 H

Из первого этапа компоновки l ₂ = 82 мм и l ₃= 68 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz:

Проверка

в плоскости yz:

Проверка

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии (см. табл. 8):

d = 60 мм; D = 130 мм; В = 31 мм; С = 81,9 кН и С ₀ = 48,0 кН.

Отношение этой величине (по табл. 11) соответствует е = 0,19.

Отношение Х = 1 и Y= 0

Поэтому Р _э = P_{r 4} VK _б K_Т = 8120 ×1 × 1,2 × 1 = 9744 Н.

(Примем К _б = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

здесь п = 154 об/мин -частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вла 307 имеют ресурс L_h 42 × 10³ ч, а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс L_h 64 × 10³ ч.

10 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360— 78 (см. табл. 8.9).

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [s_см] = 100¸120 МПа, при чугунной [s_см] = 50¸70 МПа.

Ведущий в а л:

d = 30 мм; b х h = 10 х 8 мм; t ₁ = 5,0 мм; длина шпонки l = 38 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 38 мм, см. таблицу 12); момент на ведущем валу Т ₁ = 104,87 · 10³ Н^.мм;

1-я шпонка

(материал полумуфт МУВП — сталь 45).

Ведомый вал.

Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звездочкой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 55 мм; b x h = 16 х 10 мм; t_l = 6,0 мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент Т₃ = 660,68 ^. 10³ Н^.мм;

2-я шпонка

(обычно звездочки изготовляют из термообработаниых углеродистых или легировачных сталей). Условие s_см < [s_см] выполнено.

11 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [ s ]. Прочность соблюдена при s ³ [ s ].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.

По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_{a 1} = 67 мм) среднее значение s_в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А - А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

,

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d = 30 мм, b = 10 мм, t₁ = 5,0 по таблице 13.

Принимаем k _t = 1,68 (см. табл. 13), e_t» 0,77 (см. таблицу 14) и y_t» 0,1.

ГОСТ 16162—78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при 25 × 10³ Н×мм < Т _Б < 250 × 10³ Н×мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 38 мм (муфта УВП для валов диаметром 30 мм), получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

изгибающий момент в вертикальной плоскости

суммарный изгибающий момент в сечении А — А

Момент сопротивления кручению (d = 30 мм; b = 10 мм; t ₁ = 5 мм)

Момент сопротивления изгибу (см. табл. 13.)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

получился близким к коэффициенту запаса s _t = 1,2. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что факти­ческое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.