7 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
7.1 Быстроходный вал (червяк).
Для
выходного конца быстроходного вала при
мм по таблице П 49[1] подбираем призматическую
шпонку со скругленными торцами
мм
при t1=…
мм.
При мм из ряда ГОСТ 189-75 принимаем длину шпонки.
Расчетная длина шпонки со скругленными торцами
мм
Вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым:
МПа
Следовательно, окончательно принимаем шпонку
мм
ГОСТ 189-75
7. 2 Тихоходный вал.
Для
выходного конца тихоходного вала при
по таблице П 49[1] подбираем призматическую
шпонку
мм
при t1=…мм
При мм из ряда ГОСТ 189-75 принимаем длину шпонки.
Расчетная длина шпонки со скругленными торцами.
мм
Расчетные напряжения смятия определяем по формуле (217) [1]
МПа
Следовательно, окончательно принимаем призматическую шпонку со скругленными концами.
мм
ГОСТ 189-75
7. 3 Для тихоходного вала под чугунную ступицу червячного колеса при мм по таблице П49 [1] принимаем призматическую шпонку со скругленными концами. мм при t1=… мм
При
мм
из ряда по ГОСТ 189-75 – принимаем длину
шпонки
мм
Расчетная длина выбранной шпонки.
мм
Расчетные напряжения смятия.
Окончательно принимаем шпонку мм ГОСТ 189-75
8 Проверочный расчет ведомого вала
8.1
Ввиду больших нагрузок, действующих
на вал от консольной силы FК
принимаем материал вала сталь 40х.
Твердость не менее НВ 200, σB=730МПа
– предел прочности, σ-1=320
МПа и
МПа – пределы выносливости при
симметричном цикле изгиба и кручении.
8.2 В соответствии с эпюрами изгибающих и крутящих моментов (рисунок 3) и наличием концентрации напряжений предположительно устанавливаем опасные сечения вала, которые подлежат проверочному расчету на усталость.
Таких сечений два I-I под серединой зубчатого колеса и II-II под подшипником D.
8. 3 Проверяем сечение вала I-I
Суммарный изгибающий момент Мu и в сечении.
Нм
Крутящий момент в сечении вала МК2=Т2=… Нм
9. 4 Осевой момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза.
м3
Где t1 – глубина шпоночного паза по таблице П49 [1]
8. 5 Полярный момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза.
м3
8. 6 Амплитуда нормальных напряжений, измеряющихся по симметричному циклу:
МПа
8.
7 Амплитуда касательных напряжений,
измеряющихся по симметричному циклу:
МПа
8. 8 Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом. Коэффициенты снижения пределов выносливости определяем по формулам:
Для
шпоночного паза находим значение:
эффективных коэффициентов концентрации
напряжений по таблице 7.14. [2] Кσ=…
Коэффициенты
влияния абсолютных размеров поперечного
сечения по таблице 7.10 [2] Кd=…
при
мм
коэффициент влияния шероховатости
поверхности по табл. 7.11. [2] КF=…
От установки колеса на валу с натягом коэффициенты снижения пределов выносливости в местах напрессовки колеса на вал находим по отношениям
и
по таблице 7.16. [2]
и затем находим отношения
и
В дальнейших расчетах пользуемся этими коэффициентами.
8. 9 Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Результатирующий коэффициент запаса прочности для сечения I-I
8. 10 Проверяем сечение вала II-II
Суммарный изгибающий момент Мu равен моменту МFk от силы Fk,
т. е. Мu= МFk=… Н·м
Крутящий момент в сечении МК2=Т2=… Н·м
8. 11 Осевой момент сопротивления сечения
м3
8. 12 Полярный момент сопротивления сечения
м3
8. 13 Амплитуда нормальных напряжений цикла.
МПа
8. 14 Амплитуда касательных напряжений цикла.
МПа
8. 15 Концентрация напряжений обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом коэффициент снижения пределов выносливости.
Находим
отношения
и
для валов в местах напрессовки деталей
По
таблице 7.16 [2] при
и
Принимаем
тогда
8.
16 Коэффициенты запаса прочности по
нормальным SG
и касательным
напряжениям:
8. 17 Результатирующий коэффициент запаса прочности для сечения II-II
Если расчетные значения коэффициентов запаса прочности S в опасных сечениях незначительно превышают допускаемые коэффициенты запаса прочности [S], то размеры диаметров вала и выбранный материал оставляем без изменения.