При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости
, где
запас сопротивления усталости по изгибу 
запас сопротивления усталости по кручению 
и 
-
амплитуды переменных составляющих циклов напряжений,
и 
-
постоянные составляющие циклов напряжений, причем 
, где 
,
- диаметр вала. Так как 
, 
то
Принимаем коэффициенты согласно рекомендаций табл. 19 на стр.55 и табл.20 на стр.59 [1]:
коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей
цикла напряжений на сопротивление усталости: 
,
пределы выносливости:
, 
масштабный фактор и фактор шероховатости берем по таблицам 20 и 21 [1]:
, 
эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе
и кручении берем по таблице 22 [1]. 
,
(т.к. 
).
Окончательно определяем запас сопротивления усталости по изгибу:
запас сопротивления усталости по кручению: 
Окончательно определяем запас сопротивления усталости при совместном действии
напряжений кручения и изгиба 
следовательно, усталостная прочность промежуточного вала обеспечена.
10. Проверочный расчет шпонок
Определяем размеры сечений шпоночных пазов, в зависимости от диаметра вала, по таблице 23 [1]. Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения муфт и колес с валом на прочность:
- на быстроходном валу
под муфтой на валу диаметром в районе муфты 
,
устанавливаем призматическую шпонку с размерами: 
Выбранную шпонку проверяем на смятие: 
,
где - диаметр вала в
районе шпонки, 
- рабочая длина шпонки,
- глубина паза в валу, 
- крутящий момент на быстроходном
валу,
Тогда: 
- на промежуточном валу под колесом:
шпонка 
, - диаметр вала в районе шпонки, 
- рабочая длина шпонки, 
- глубина паза в валу,
- крутящий момент на
промежуточном валу, Тогда: 
- на тихоходном валу устанавливаем шпонку под колесо:
шпонка 
, 
- диаметр вала в районе шпонки, 
- рабочая длина шпонки, 
- глубина паза в валу,
- крутящий момент на
тихоходном валу, Тогда: 
Во всех трех случаях расчетные значения напряжения смятия шпонок меньше допускаемых. Поэтому параметры шпонок выбраны верно.
11. Проверочный расчет подшипников вала.
Подшипники промежуточного вала приняты в связи со значительно большим радиальным усилием на подшипники промежуточного вала, чем на подшипники других валов.
1. Определяем суммарные реакции на опорах А и Б. Из стр. 74 (п. 9.1.3) возьмём значения:
В дальнейшем будем производить проверочный расчет по усилиям
на подшипнике Б, т.к. усилия на нем больше, т.е. 
2. Проверяем пригодность принятого ранее радиального
шарикового подшипника (смотри п. 8.2 стр.20) Серии 209: ГОСТ 8338-75. базовая
динамическая грузоподъемность 
,
статическая грузоподъемность 
,
3. Определяем соотношение между осевыми усилиями,
действующими на подшипник 
и 
.
Из п. 7.2 находим 
.
Тогда 
,
из таблицы 28 [1] находим для 
4. Находим значения коэффициентов X и Y, сравнивая 
с соотношением 
, где коэффициент 
выбираем согласно рекомендации на
стр. 72 [1], тогда X=1, Y=0.
5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку: 
, где коэффициенты выбираем согласно
рекомендаций на стр.72 [1]:
- коэффициент безопасности,
- температурный
коэффициент,
- коэффициент вращения
(обойм подшипника), в нашем случае вращается внутренняя обойма.
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:
.
6. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника в опоре Б:
, где 
- требуемая долговечность
подшипника. 
- угловая скорость вала,
Тогда: 
т.е. требуемая расчетная динамическая грузоподъемность
подшипника, в самой тяжело нагруженной опоре редуктора, меньше базовой
динамической грузоподъемности подшипника .
Вывод: подшипник подобран верно.
12. Выбор муфты
Для соединения выходного конца электродвигателя и быстроходного вала редуктора, а также тихоходного вала редуктора и вала грузового барабана применим втулочно-пальцевые муфты с неметаллическими гибкими элементами. Эти муфты отличаются своей простотой конструкции и удобству обслуживания при замене гибких элементов, поэтому получили широкое распространение в промышленности и на транспорте. Изготавливаются муфты по ГОСТ 21427-93 и ГОСТ 21424-75 (см приложение к настоящему расчету: таблица типовых муфт).
Недостатком муфт упругих втулочно-пальцевых является небольшая компенсирующая способность при несоосных соединениях валов, что отрицательно сказывается на долговечности резиновых втулок муфт.
12.1 Выполним расчет муфты на быстроходном валу редуктора.
Муфту выбирают по расчетному крутящему моменту и диаметру вала. Определим расчетный крутящий момент:
, где
К – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для
грузовых лебедок 
. Выбираем 
.
- крутящий момент на
быстроходном валу редуктора,
- ближайшее большее
стандартное значение выбираемой по таблице муфты.
Тогда: 
Определенные ранее диаметры:
- диаметр быстроходного
вала,
- диаметр вала
электродвигателя,
При использовании муфт по ГОСТ 21424-75, ближайшая по диаметру вала и по крутящему моменту стандартная муфта имеет следующие параметры:
, 
, 
.
Как мы видим, определяющим при выборе муфты, был диаметр вала редуктора, который в свою очередь определялся диаметром вала электродвигателя. Так как перепад между соединяемыми диаметрами для муфты не должен превышать 20%, то, фактически, параметры муфты определялись, в данном расчете, диаметром вала двигателя.
Полумуфты изготавливаются из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412-85), материал пальцев – Сталь 45 (ГОСТ 1050-88), материал упругих втулок – резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 МПа.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.