2.9 Расчет шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. .

Ведущий вал.

Шпонка под посадку ведомого шкива клиноременной передачи.

Исходные данные для выбора шпонки:

Диаметр вала под ведомый шкив d₁ = 38 мм. Длина ступицы ведомого шкива L_cт = 50 мм. Длину шпонки принимаем:

L _m= L_cт - 10 = 50– 10 = 40мм. (94)

выбираем шпонку .

Ведомый вал.

Шпонка под зубчатым колесом редуктора: диаметр шейки под посадку

зубчатого колеса ; длина ступицы зубчатого колеса . Длина шпонки:

, (95)

принимаем Lм=90мм.

Выбираем шпонку:

Ведомый вал.

Шпонка под посадку зубчатой муфты.

Исходные данные для выбора шпонки:

Диаметр вала под полумуфту d₁ =60 мм. Длина ступицы полумуфты L_cт =90 мм. Длину шпонки принимаем:

l_m=L_cт–10=90–10=80 мм. (96)

Выбираем шпонку: .

Проверку шпоночных соединений проводим по напряжениям смятия по формуле

(97)

где рабочая длина шпонки,

М – передаваемый момент на валу шпонки,

d – диаметр вала, t₁ – глубина паза вала, h - высота шпонки.

Для шпонки ведущего вала под посадку ведомого шкива клиноременной передачи:

(98)

Для шпонки ведомого вала под посадку зубчатого колеса:

(99)

Для шпонки ведомого вала под посадку зубчатой полумуфты:

(100)

Во всех случаях напряжения , что обеспечивает условие прочности шпоночных соединений редуктора

Таблица №4 – Результаты расчетов шпоночных соединений

Наименование вала	d , мм	T, Н·мм	b  h  l, мм
Ведущий вал	38	64060	40	28,0
Ведомый вал	70	787840	16x14x90	44
	50	787840	22x14x80	66

2.10 Проверочный расчет вала

Расчет выполняем для тихоходного вала редуктора, как наиболее нагруженного.

Материал вала сталь 40Х,

- коэффициент пиковой нагрузки К_n = 1,6.

По эпюрам суммарных изгибающих моментов и крутящих моментов рис. 4 с учетом диаметра вала в соответствующих сечениях определяется наиболее опасное сечение. Общий коэффициент запаса усталостной прочности определяется по формуле

(101)

где S_σ и S_τ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

(102)

(103)

где пределы выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения; эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; коэффициент, учитывающий влияния шероховатости поверхности; масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений; амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений; средние напряжения циклов; коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла.

Из анализа эпюр внутренних силовых факторов можно сделать заключение, что опасное сечение вала располагается по центру тихоходного вала (точка К), где возникают наибольший изгибающий момент и крутящий момент .

Проверим усталостную прочность вала в этом сечении.

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении определяются по эмпирическим зависимостям с учетом того, что для стали 40Х с термообработкой – улучшение и :

(104)

(105)

Коэффициенты концентрации напряжений по нормальным и касательным напряжениям: .

.

Максимальное напряжение при изгибе в опасном сечении вала

(106)

Учитывая, что каждое продольное волокно вала при изгибе с вращением работает попеременно на растяжение и сжатие по симметричному циклу, получаем .

Максимальные напряжения при кручении вала

(107)

Коэффициент , коэффициент

Затем определяют коэффициенты запаса усталостной прочности вала

(108)

(109)

Общий коэффициент запаса усталостной прочности

(110)

Полученный результат больше нормативного коэффициента запаса прочности , следовательно, усталостная прочность вала обеспечена.