6.4 Выбор шпонок и проверка соединений.

6.4.1. Соединение шкива с быстроходным валом.

Выбранная шпонка для конического выходного конца 6х6х30 повышает надежность передачи крутящего момента. Расчет ведем на определение момента затяжки гайки для создания требуемых сил трения на конической поверхности ( см. рис.12).

Конусность соединения

Минимальное усилие затяжки

Где f- коэффициент трения стали ( вал) по чугуну ( шкив); при сборке соединения на поверхность трения возможно попадание смазки; примем минимальное значение f=0,08.

Момент трения в резьбе М20х1,5 ( шаг t=1,5 мм)

Где диаметр резьбы;

угол подъема резьбовой линии tg

угол трения в резьбе; примем коэффициент трения скольжения

Момент трения на торце гайки

Требуемый момент затяжки гайки при сборке

6.4.2. Соединение зубчатого колеса с тихоходным валом

Дляи длинны ступицыпринимаем призматическую шпонкуглубина паза на валуt₁=9 мм ; исполнение шпонки -1 ( с закругленными концами).

Проверочный расчет проводим на смятие боковых поверхностей шпонки и пазов деталей ( рис. 17):

рис 17

Где -рабочая длинна шпонки;

-допкскаемое напряжение; при стальных поверхностях и постоянной нагрузке с кратковременными перегрузками

6.4.3. Соединение ведущей звездочки с тихоходным валом

Для и длинны ступицы принимаем шпонку

δ_см=4Т₃/d₃*l_p*h=4*751*10³/42*38*8=3004000/12768=235МПа,

Что больше

Можно установить звездочку на двух шпонках, но два паза значительно снизят прочность вала. Примем второй вариант: прямобочные шлицы по СТСЭВ 188-75

Наружный диаметр шлицов должен быть меньше , D=46 мм. Чтобы меньше ослаблять вал переходом на диаметр , примем шлицы средней серии:

рис 18

Принимаем центрирование по внутреннему диаметру ( расточка отверстия ступицы по диаметру d и шлифовка пазов вала по этому диаметру). Проверим шлицевое соединение по напряжениям снятия ( рис. 18 б):

δ_см=2*751*10³/39*2,6*54*6,4=42,8МПа≤100МПа

Где средний ( расчетный ) диаметр

Рабочая длинна контакта шлицов; для крепления ступицы шайбой предусмотрен зазор

h –высота шлицов рабочее число шлицов; с учетом нера

вномерности распределения нагрузки по шлицам

7.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ФАКТИЧЕСКОГО РЕСУРСА ВЫБРАННЫХ

ПОДШИПНИКОВ

7.1. Быстроходный вал

Выбранные подшипники№207 имеют динамическую и статическую грузоподъемность C_r=20,1 kH; C_or=13,9 kH.

Силы зацепления ( п.4.9):

рис 19

Сила ременной передачи

Сосредоточенный изгибающий моментM

Определим реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка

В вертикальной плоскости

Реакции в опорах:

На опору А действует радиальная сила и осевая сила

Эквивалентная динамическая нагрузка на опоре А:

;

Где V-коэффициент вращения; при неподвижном наружном кольце подшипника V=1;

X и Y- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; при отношении отношение поэтомуY=1,85;

коэффициент безопасности, учитывающий динамические нагрузки на подшипник; по табл. 12.27 для спокойной нагрузки и кратковременных нагрузках до 150% примем ;

Температурный коэффициент; при температуре подшипникового узла менее 100 ⁰С =1.

На опору В действует только радиальная сила

Величина больше на опоре В; для этого подшипника определим фактический ресурс:

час, что равно заданному ресурсу час*

Таким образом, выбранные подшипники №207 имеют требуемый ресурс.