Файл: Porolyov_Kursovaya_avt173_1.docx

d_Б = d_К + 10, (1.7)

d_Б = 30 + 10=40мм.

Диаметр под манжету выбираем по ГОСТ 8752-79 на резиновые армированные манжеты, учитывая выполнение условия d_ВК< d_М ≤ d_П.d_М=23мм.

Проектный расчёт промежуточного вала

, (1.4)

Диаметр в месте посадки подшипников:

d_П = d_К - 5, (1.5)

d_П = 50– 5=45мм.

Диаметр выходного конца вала:

, (1.6)

Диаметр упорного буртика:

d_Б = d_К + 10, (1.7)

d_Б = 50 + 10=60мм.

Диаметр под манжету выбираем по ГОСТ 8752-79 на резиновые армированные манжеты, учитывая выполнение условия d_ВК< d_М ≤ d_П.d_М=43мм.

Проектный расчёт промежуточного вала:

Приближенно оцениваем средний диаметр вала:

где – крутящий момент на валу;

– допускаемые напряжения ().

, (1.4)

Диаметр в месте посадки подшипников:

d_П = d_К - 5, (1.5)

d_П = 75– 5=60мм.

Диаметр выходного конца вала:

, (1.6)

Диаметр упорного буртика:

d_Б = d_К + 10, (1.7)

d_Б = 75 + 10=85мм.

Диаметр под манжету выбираем по ГОСТ 8752-79 на резиновые армированные манжеты, учитывая выполнение условия d_ВК< d_М ≤ d_П.d_М=68мм.

Приближенно оцениваем средний диаметр вала:

где – крутящий момент на валу;

– допускаемые напряжения ().

, (1.4)

Диаметр в месте посадки подшипников:

d_П = d_К - 5, (1.5)

d_П = 30– 5=25мм.

Диаметр выходного конца вала:

, (1.6)

Диаметр упорного буртика:

d_Б = d_К + 10, (1.7)

d_Б = 30 + 10=40мм.

Диаметр под манжету выбираем по ГОСТ 8752-79 на резиновые армированные манжеты, учитывая выполнение условия d_ВК< d_М ≤ d_П.d_М=23мм.

Проектный расчёт приводного вала

Приближенно оцениваем средний диаметр вала:

где – крутящий момент на валу;

– допускаемые напряжения ().

, (1.4)

Диаметр в месте посадки подшипников:

d_П = d_К - 5, (1.5)

d_П = 125– 5=120мм.

Диаметр выходного конца вала:

, (1.6)

Диаметр упорного буртика:

d_Б = d_К + 10, (1.7)

d_Б = 125 + 10=135мм.

Диаметр под манжету выбираем по ГОСТ 8752-79 на резиновые армированные манжеты, учитывая выполнение условия d_ВК< d_М ≤ d_П.d_М=118мм.

4,1. Проверочный расчёт вала

Исходные данные к расчету следующие:

Крутящий момент на валу шестерни T₁=929,4Н·м;

Крутящий момент на валу колеса T₂=4593,83 Н·м;

Ширина колеса  мм;

Делительный диаметр шестернимм;Делительный диаметр колесамм;

Угол  град;

Для расчета принимаем материал Сталь 40 для которой предел прочности МПа, и предел текучестиМПа.

Определяем нагрузки действующие на вал:

- окружная сила:

, (1.1)

- радиальная сила:

, (1.2)

- осевая сила:

, (1.3)

Нагрузка от муфты:

F_M= , (1.4)

F_M =

Рисунок 1 – констукция вала

Длину выходного конца вала выбираем по ГОСТ 12080-66 l_ВК=240мм.

Принимаем шариковый радиально-упорный подшипник 46124 размеры которого: D_П=120мм.; В=28мм.; l_П=28мм.

Длина шейки вала под колесо l_k=44мм.

Длина буртикаl_Б=10мм.

Длина шейки вала под манжету:

, (1.9)

Длина промежуточной шейки

Расстояния между опорами и точками приложения нагрузок:

, (1.10)

(1.11)

, (1.12)

4,2 Определение опасных сечений вала

Составляем уравнение моментов сил относительно левой опоры:

, (1.13)

Составляем уравнение моментов сил относительно правой опоры:

, (1.14)

Составляем уравнение моментов сил относительно левой опоры:

, (1.15)

Составляется уравнение моментов сил относительно правой опоры:

, (1.16)

Расчитываем эпюру суммарных изгибающих моментов:

Момент в сечении I :

. (1.17)

Момент в сечении II :

. (1.18)

Опасное сечение II.

4,3 Проверочный расчет вала на усталостную выносливость

Находим пределы усталостной выносливости по напряжениям изгиба , МПа и напряжениям кручения , МПа:

, (1.19)

, (1.20)

Моменты сопротивления опасного сечения:

, (1.21)

, (1.22)