8 Подбор шпонок и

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

8.1 Шпонки подбирают по таблицам ГОСТ в зависимости от диаметра вала и проверяют расчетом на смятие.

8.1.1 Быстроходный вал.

Для консольной части вала при по таблице П49 подбираем призматическую шпонку .

Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала на 3..10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок (см. последние два столбца таблицы П49) .

Расчетная длина шпонки: . Допускаемые напряжения .

Расчетное напряжение смятия:

Итак, принимаем шпонку ГОСТ 23360-78.

8.2 Тихоходный вал

8.2.1 Для выходного конца вала при по таблице П49 [1] принимаем призматическую шпонку .

При из ряда стандартных длин принимаем длину шпонки .

Расчетная длина шпонки:

Расчетное напряжение смятия:

Следовательно, принимаем шпонку ГОСТ 29175-91.

8.2.2 Для вала под ступицу зубчатого колеса при , по таблице П49 [1] принимаем призматическую шпонку , t= - глубина паза на валу, так как :

Принимаем .

Расчетная длина шпонки: .

Расчетное напряжение смятия:

Итак, под ступицу колеса выбираем шпонку ГОСТ 23360-78.

9 Уточненный расчет ведомого вала

9.1 Ввиду больших нагрузок, действующих на вал от консольной силы принимаем материал вала сталь … : ,

- пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения.

9.2 В соответствии с эпюрами изгибавших и крутящих моментов (рисунок 3) и наличием концентрации напряжений предположительно устанавливаем опасное сечение вала, которое подлежит проверочному расчету на уста­лость.

Такое сечение под серединой зубчатого колеса

9.3 Проверяем сечение вала:

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Крутящий момент в сечении вала:

9.4 Осевой момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза:

где - глубина шпоночного паза по табл. П49 [1].

9.5 Полярный момент сопротивления сечения c учетом шпоночного паза:

9.6 Амплитуда нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу:

9.7 Амплитуда касательных напряжений, изменявшихся по нулевому циклу:

9.8 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]:

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по таблице 7.10 [2]:

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по таблице 7.11 [2]:

От установки шестерни на валу с натягом коэффициенты снижения пределов выносливости в местах напрессовки шестерни на вал находим по отношениям:

по таблице 7.16. [2]

и затем находим отношения:

В дальнейших расчетах пользуемся этими коэффициентами.

9.9 Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения 1-1:

10 Посадки деталей и сборочных единиц редуктора

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска , а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска .

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка и т.д.) и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска .