3.4 Розрахунок з’єднання з натягом, шпонкових з’єднань.

Косозубе зубчате колесо вихідного вала редуктора навантажене крутним моментом Т₃ =251,5 Н·м. Матеріал вала – сталь 40, колеса – Бр. АЖ 9-4. Підібрати посадку для передачі заднього моменту. Збирання здійснюється нагрівом колеса.

• Середній контактний тиск

р =

На кінці вала встановлена з’днана муфта. Коефіцієнт запасу відносно рекомендацій К=3,5 [2. с.75]. Приймаємо коефіцієнт тертя f=0,07[2 с.76].

Після підстановки середнє середній контактний тиск:

р =

Деформація деталей

∆ = pd·10⁶

Вал силовий d₁ =0; d _б.п=60 мм; d₂ =d_ст =100 мм.

Коефіцієнти _0,3; _ =0,35; _ =2,110¹¹; _ =10¹¹ 2 с.76

Тоді С₁ =1-0,3 =0,7

С₂ =

∆ =7,210⁸0,0610⁶

Поправка на обмеження мікро нерівностей

Припускаючи попередньо, що точність виготовлення вала і отвору буде відповідати 8-му квалітету, по т.16.2, приймаємо R_a1 =3,2 мкм; R_a2 =1,6 мкм. Тоді поправка:

u =5,5(3,2+1,6)=26,4 мкм.

Для зубчатих передач поправку ∆t на температурну деформацію, не обраховують, приймаючи ∆t =0

• мінімальний натяг

[N_min] ≥∆ + u + ∆t =12,13+26,4+0 =38,53 мкм

• максимальний натяг. Максимальний опір при _т2 =200 Па

[ p ]_max =0,5·_т2 [1- ]=0,5·200[1- ]=0,64·10⁸ Па

• Максимально допустима деформація деталей

[∆]_max = =107 мкм

• Максимально допустимий натяг

[N]_max ≤ [∆]_max + u =107+26,4=133,4 мкм

Вибір посадки по табл. 5.3 знаходимо, що посадка H7/u7, для якої N_min =66 і [N]_max =108 мкм.

Температура нагріву колеса

t =20+

Для діаметра d =60 мм; 2=10 мкм. Для сталі  =1210^-6

Тоді t =20+ 184 ºC

що являється допустимим

Для вихідного кінця ведучого вала на відомому Ø 32 підбираємо призматичну шпонку із плоскими торцями [1.т.8.15 с.159]: h =8; t₁ =4 мм; l_p =l-(5...10)=50-10= =40 мм.

Перевіряємо вибрану призматичну шпонку на зминання:

_зм =

Отже призначаємо шпонку 10840 ГОСТ 23360-78. для вихідного кінця веденого вала по відомому Ø32 мм підбираємо призматичну шпонку із плоскими торцями [1.т.8.15 с.159]: h =8; b =10; t₁ =4 мм; l_p =l-(5...10)=60-10=50 мм

_зм =

Отже призначаємо шпонку 10850 ГОСТ 23360-78.

5. Перевірочний розрахунок валів редуктора

На основі ескізної компоновки редуктора складаємо розрахункову схему вала і будуємо епюри згинаючих і крутних моментів (рис. 4). Очевидно, найбільш небезпечним являється переріз  під підшипником D перевіряємо опір втомленості в цьому перерізі вала.

Оприділяємо сумарний згинаючий момент:

T_uI = 534 Н·м

Оприділяємо максимально нормальні напруження при згині і максимальні дотичні напруги при крученні:

_max = МПа

де W_ос =0,1d³ =0,1·40³ =6400 мм²

_max = МПа

де W_P =0,2·d³ =0,2·40³ =12800 мм²

По табл. 8.18 приймаємо матеріал вала сталь 45, для якої _B =900 МПа; _t=230МПа; _-1 =240 МПа; _ =0,1; _ =0,05; _-1 =380МПа.

По табл. 8.24 оприділяємо коефіцієнти концентрації напруг деталі з урахуванням посадки з натягом:

Приймаємо що нормальне напруження змінюють по симетричному циклі т.е _а =_max =83,4 МПа, _m =0; а дотичні напруження по нульовому т.е _а =_m = =0,5_max = 0,5·19,7 =9,85МПа

Оприділяємо коефіцієнт запасу прочності по формулам приймаючи коефіцієнти впливу поверхневого зміцнення К_v =1, коефіцієнт впливу шероховатості поверхні К_F =1:

• По нормальним напругам

S_ = = 1,17

• По дотичним напругам

S_ = = =8,15

• Результативний

S= 1,2

т.е опір втомленості вала забезпечено

Ведучий вал – черв’як редуктора немає необхідності перевіряти на прочність, так як мінімальний діаметр d, визначений із умови прчності при крученні, був збільшений від 17,13 мм до 32 мм з огляду конструювання, також слід відмітити, що на цей вал діє порівняно невелике консольне навантаження.

Перевіряємо черв’ячний вал жорсткість. Приведений момент інерції розрізу черв’яка по формулі.

J_пр = 109,8·10⁴

Прогин в середньому розрізу черв’яка по формулі:

f = =0,000123 мм

Допустимий прогин

[f] =(0,005...0,01)m =(0,005...0,01)·10=0,05...0,1 мм

Значить жорсткість черв’яка забезпечена, так як f < [f].