9 Расчет шпоночных и шлицевых соединений

На I вал (под шкивом):

где σ_см ,[ σ_см]_II - фактические и допускаемые 7, c.74 напряжения смятия, МПа;

d _D - диаметр вала в сечении D, мм;

l _P - рабочая длина призматической шпонки, мм;

h - стандартная высота шпонки [8, c.300 ], мм;

t ₁ - глубина шпоночного паза [8, c.300 ], мм.

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

),

где l_{СТУПИЦЫ} – длина ступицы колеса, принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала l_{СТУПИЦЫ} = (0,8…1,5) d_ВАЛА .

где τ_ср,[ τ_ср]_ΙΙ - фактические и допускаемые 7, c.74 напряжения среза, МПа ;

b - стандартная ширина шпонки [8, c.300 ], мм.

На I вал (под колесом):

На II вал (под колесом):

Н а II вал (под звездочкой):

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается.

Расчет шлицевого соединения на валу III:

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие:

где σ_см – среднее давление на рабочих поверхностях;

[σ_см]^опытн – допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σ_см]^опытн =

30 …40 МПа;

Т – передаваемый вращающий момент, Н·мм;

S_F – удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев, относительно оси вала (S_F =230 мм³ /мм [8, таб. 4.4]);

l – рабочая длина контакта зубьев, мм.

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается.

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = у которых [8, табл. 4.4]: S_F=230 мм³ /мм; h =1,2 мм – рабочая высота шлицев; b = 9 мм – рабочая ширина шлицев; z = 8– число зубьев; d = 46 мм – внутренний диаметр шлицев; D =50 мм – внешний диаметр зубьев; d_ср = 48 мм – средний диаметр шлицев.

10 Проверочные уточненные расчеты валов на

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал:

Напряжения в сечениях вала изменяются:

а) напряжения изгиба по III циклу;

б) напряжения кручения по II циклу, так как предполагаются частые пуски и остановки редуктора.

Сечение С (см. рисунок 7.1):

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям в сечении С

где σ_-1 - предел выносливости, МПа [7, с.65 ];

σ _И - напряжение изгиба в сечении, МПа;

Κ _σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7, с.66-69 ];

ε _σ- масштабный фактор [7, с.68 ];

β - коэффициент упрочнения [7, с.68 ].

Рисунок10.1

где M_ИС^Σ - суммарные напряжения изгиба в сечении, Н·мм;

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм ³ ;

Концентратор 1 - шпоночный паз.

Κ _σ = 1,90 ; Κ _τ = 1,74 [8, с.66 ]. ε _σ = 0,91 ; ε _τ = 0,88 [7, с.68 ].

К онцентратор 2 - напрессованное колесо по

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

где τ_КР - напряжение кручения в сечении, МПа;

ψ _τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7, с.65 ].

г де W_ - полярный момент сопротивления сечения кручению, мм ³ .

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается .

Сечение D (см. рисунок 7.1).

К онцентратор 1 - шпоночный паз:

Κ_τ = 1,74 [7, С.66 ]; ε_τ = 0,91 7, с.68 .

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по

Рисунок 10.2

=1, так как вал не закаленный и шлифованный.

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается.

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же, как на І валу.

Сечение В (см. рисунок 7 .2):

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 / k6.

W_ρ = 0,2 d ³ = 0,2 ·30 ³ = 5400 мм³;

Рисунок 10.3 W = 0,1 d ³ = 0,1 ·30 ³ = 2700 мм³.

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается.

Сечение D (см. рисунок 7.2)

Концентратор 1 - шпоночный паз:

Κ _ = 1,74 [ 7, С.66 ]; ε _τ = 0,90 [ 7, с. 68.

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7/k6:

Рисунок 10.4

Так как М _И^ _D = 0, то S_D = S_{ II.} = 6,0 > [ S ] = 1,8.

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается.

Вал ІІI