Рис. 37. Расчётные схемы вала II
г) схемы, эпюры, а также конструкция вала и схема расположения подшипников выполнены на отдельном листе.
2)Определены реакции и моменты в плоскости ZOY. Силы, действующие в направлении Z, показаны на рис. 37, б. Реакции опор R1zи R2z определены из двух уравнений равновесия. Третье уравнение использовано для проверки. Сосредоточенные моменты
m1= Fa1·dm2/2 = 362·171,77/2 = 31090 Н·мм = 31,1 Н·м;
т2= Fa2·d1/2 = 572·65,57/2 = 18753 Н·мм = 18,8 Н·м.
Уравнение моментов сил относительно опоры 1
, откуда
Знак «минус» показывает, что направление реакции R2z противоположно изображённому на рис. 37, б. Уравнение проекций
откуда
Проверочный расчёт выполнен по уравнению моментов сил относительно опоры 2
Полученное значение практически равно нулю. Эпюры изгибающих моментов (рис. 37, в) построены на сжатом волокне. Значения моментов Mz:
М1z = 0; 
На эпюре Мzпод сосредоточенными моментами изображены скачкѝ, равные модулям моментов т1 и т2.
3)В направлении XOY действуют силы Ft1 и Ft2 (рис. 37, г), которые для удобства расчётов совмещены с вертикальной плоскостью. Искомые реакции опор определены аналогично плоскости ZOY из двух уравнений равновесия:
откуда
откуда
Изгибающие моменты в направлении X:
М1x = 0; 
4)По величинам ординат эпюр Мх и Мzвыявлено опасное (расчётное) сечение 4 промежуточного вала. Суммарный изгибающий момент
(192)
Приведенный момент по формуле (189)
Диаметр вала в опасном сечении по формуле (190)
Результат практически совпадает с полученным в
ориентировочном расчёте. По результатам приближённого расчёта окончательно
назначены диаметры характерных сечений вала. В опасном сечении следует принять
диаметр 30 мм, а диаметр шейки 25 мм. Однако в целях унификации
подшипников валов I
и IIприняты диаметры, соответствующие
ориентировочному расчёту: диаметр головки 
= 36 мм; диаметр шейки 
= 30 мм. При диаметре вершин цилиндрической шестерни 
принята конструкция вал-шестерня. Схема вала и расчётная
схема уточнённого расчёта (см. разд. 22) приведены на рис. 37, ж. На
рис. 37, и приведена расчётная схема для подбора подшипников.
20. ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Размеры призматических шпонок: ширину b, высоту h, глубину паза ступицы t2(рис. 38) выбирают в зависимости от диаметра вала d[11]. Длину шпонки lпринимают из стандартного ряда на 5...10 мм меньше длины ступицы. Длину ступицы рассчитывают по диаметру подступичной части участка вала. Из условия центрирования по цилиндру её принимают большей диаметра вала по классическому соотношению (181):
.
Выбранную стандартную шпонку проверяют на смятие:
 |
Рис. 38. Шпоночное соединение
, (193)
где [sсм] - допускаемое напряжение смятия, МПа; принимают при стальной ступице и посадках H7/h6...H7/p6 [sсм] = 80...120 МПа; при посадках с гарантированным натягам H7/s6...H7/u6[sсм] = 200 МПа; при чугунной ступице — вдвое меньше; lр— расчётная длина шпонки; при скругленных торцах
. (194)
При необходимости расчёта в редукторе 3...4 шпонок результаты расчётов следует свести в таблицу со следующими графами: номер вала, Т, d, b, h, t2, l, lp, sсм, [sсм]. Ниже таблицы должен следовать вывод: «Прочность достаточна». При недостаточной прочности увеличивают сечение шпонки на один размер либо шпоночное соединение заменяют шлицевым.
Пример 18. Рассчитать шпонки I
и II валов двухступенчатого
коническо-цилиндрического редуктора по следующим исходным данным:
крутящие моменты TI = 24,9 Н·м, TII = 84 Н·м; диаметр хвостовика быстроходного вала редуктора 
= 26 мм, диаметр головки промежуточного вала = 36 мм.
Решение.
1) Назначаем длины шпонок. На хвостовике вала Iзакреплена полумуфта. Предварительно принята муфта упругая втулочно-пальцевая 125-28 с длиной ступицы lст = 60 мм [11]. Принята длина шпонки l = 50 мм [11]. Длина ступицы конического колеса по формуле (181)
Принята длина ступицы lст = 50 мм (Прил. Д) и длина шпонки l = 45 мм.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.