11. Подбор и проверочный расчет муфт.

Для соединения тихоходного вала редуктора с приводным валом выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 500-38-40-1 ГОСТ 21424-93 [4, стр. 252], номинальный момент Т_НОМ=500 Нм, посадочный диаметр d₁=38 мм, длина посадочной поверхности l = 82 мм.

Выполняем проверочный расчет муфты упругой втулочно-пальцевой:

(87)

где Т = Т₂ = 173 Нм.

К=2,5 - коэффициент режима нагрузки муфты.

Следовательно, .

Проверочный расчет пальцев и упругих колец.

Окружное усилие, приложенное к пальцам, Н:

(88) где М_К = Т₂ = 173 Н*м (п. 2.3)

D₀ = 86 мм – диаметр окружности, по которой расположены пальцы.

Следовательно,

Напряжение изгиба для одного пальца, Н/мм²:

(89)

где z = 6- количество пальцев

d = 14 мм – диаметр пальца

l₂ = 56 мм

-допускаемое напряжение изгиба

Следовательно,

Условие прочности выполняется.

Напряжение смятия упругих колец определяем по их внутреннему диаметру и длине.

Напряжение смятия для одного кольца рассчитываем, Н/мм²:

(90)

где l_в = 22 мм – длина втулки, мм

Следовательно, условие выполняется.

Муфта пригодна.

11. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений.

Для соединен ия быстроходного вала редуктора со шкивом клиноременной передачи принимаем призматическую шпонку ГОСТ23360-78, t₁ = 4,0 мм [2, стр 450, табл. К42]

Условие прочности соединения, Н/мм²:

(91)

где d = d₁ = 30 мм (п.6.2)

Т=Т₁= 90,7 Н*м (п. 2.3)

[2, стр. 266]

Следовательно,

Условие прочности соединения выполняется.

Проверяем прочность шпоночного соединения на срез.

(92)

где k_A – коэффициент внешней динамической нагрузки.

допускаемое напряжение среза.

Принимаем k_A=1,1для нагрузок средней неравномерности.

Следовательно,

Прочность соединения обеспечена.

Для соединения тихоходного вала редуктора с коническим зубчатым колесом принимаем призматическую шпонку 16х10х63 ГОСТ23360-78, t₁=6 мм [2, стр 450, табл. К42] где d=d₃ = 53 мм (п. 6.4) Т=Т₂ =173 Нм (п. 2.3)

Проверяем прочность шпоночного соединения на срез.

Прочность соединения обеспечена.

Для соединения тихоходного вала редуктора и муфты выбираем призматическую шпонку 10*8*50 ГОСТ 23360-78, t₁ = 5,0 мм, d₁ = 38 мм, Т₂ = 173 Нм.

Проверяем прочность шпоночного соединения на срез.

11. Расчет соединения с натягом.

Расчет и подбор посадки зубчатого колеса на тихоходный вал редуктора.

Определяем среднее контактное давление на посадочную поверхность, Н/мм²:

(93)

где К=3 – коэффициент запаса сцепления деталей [2, стр.194].;

f – коэффициент трения сцепления;

Т ₂ = 173 Нм (п. 2.3)

L=64 мм (п.9)

d =d₃ = 53 мм (п. 6.4)

Колесо и вал изготовлены из стали, поэтому f=0,08[2,стр.196, табл.10.13]

Определяем коэффициенты жесткости материала колеса и вала:

(94)

где d =53 мм d₁ – диаметр отверстия посадочной детали.

d₂ =82 мм (п.7)

μ=0,3 - коэффициент Пуассона для стали, [2,стр.196, табл.10.14]

Так как вал сплошной, то d₁=0;

Определяем деформации деталей Δ, мкм:

(95)

где Е₁ = Е₂ = 2,15*10⁵ Н/мм² – модуль упругости стали, [2,стр.196, табл.10.14]

Определяем поправки на обмятие микронеровностей, мкм:

(96)

где Ra₁ и Ra₂ – среднее арифметическое отклонение профиля микронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала, мкм. [2, стр.324, табл. 13.13]

Определяем минимальный требуемый натяг [N]_min, для передачи вращающего момента:

(97)

Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали, Н/мм²:

(98)

где σ_Т2 =540 Н/мм² – предел текучести материала зубчатого колеса. (п.3.1)

Определяем максимальную деформацию соединения, допускаемую прочностью охватывающей детали [Δ]_max, мкм:

(99)

Определяем максимально допустимый натяг соединения, гарантирующей прочность охватывающей детали, мкм:

(100)

Выбираем стандартную посадку по условию прочности:

[N]_min^станд > [N]_min

[N]_max^станд < [N]_max

Выбираем стандартную посадку [2, стр.198, табл. 10.15].

Определяем давление от максимального натяга выбранной посадки, Н/мм²:

(101)

Для выбранной посадки определяем силу запрессовки Н:

(102)

где f_П – коэффициент трения при запрессовке, f_П=0,2;