10 Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений

Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения [σ_см] = 120 МПа.

Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия [2, раздел 8.4]

где l_р – рабочая длина шпонки, мм.

Быстроходный вал: d = 30 мм, шпонка 10×8×30,t₁ = 5 мм;

.

Тихоходный вал: d = 42 мм шпонка 12×9×80, t₁ = 5,5 мм;

.

Тихоходный вал: d = 55 мм шпонка 16×10×40, t₁ = 6 мм;

.

Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.

11 Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степени точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

11.1 Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 10.

Таблица 3 – Посадки основных деталей передач

Соединение	Посадка
Зубчатые колеса на вал	H7 p6
Распорные кольца	H8 k6
Мазеудерживающие кольца на вал	H7 k6
Сквозные крышки подшипников в корпус	H7 h8
Глухие крышки подшипников в корпус	H7 d9
Стакан в корпус	H7 js6
Полумуфта на вал	H7 n6
Шкив на вал	H7 m6
Внутренние кольца подшипников на вал	L0 k6
Наружные кольца подшипников в корпус	H7 l0
Манжеты на вал	отклонение валаh11

11.2 Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.

- Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.

- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.

- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.

- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.

- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.

12 Расчет валов на выносливость

12.1 Выбор материалов для изготовления валов

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s> [s] = 2,5.

Исходные данные [2, раздел 3.2, 8.2]:

– материал вала сталь 45 ГОСТ 1050-88, улучшенная;

– предел прочности σ_в = 780 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ_-1 = 353 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ_-1 = 216 МПа;

– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψ_σ = 0; ψ_τ = 0;

12.2 Определение коэффициентов запаса прочности

Расчет ведем для сечения вала в месте шпоночного соединения, т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Диаметр вала d = 58 мм.

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба по формуле [2, раздел 8.2]

где k_σ – коэффициент концентрации напряжений при изгибе, k_σ = 1,79;

ε_σ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров, ε_σ = 0,8;

β – коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов. При отсутствии специального упрочнения или термообработки β = 0,95…0,98 (шлифование), принимаем β = 0,97;

σ_а – амплитуда напряжений изгиба, МПа;

σ_m – среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа. Т.к. осевая нагрузка на вал мала, то принимаем σ_m = 0.

Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле

где М_и – изгибающий момент в расчетном сечении, М_и = 136,97 Н∙м;

W – осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм³.

Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения по формуле [2, раздел 8.2]

где k_τ – коэффициент концентрации напряжений кручения,k_τ = 1,68;

ε_τ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров, ε_τ = 0,68;

τ_а – амплитуда напряжений кручения, МПа;

τ_m – среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

Амплитудное , МПа, и среднее, МПа, значение касательных напряжений определяется по формуле

,

где М_к – крутящий момент в расчетном сечении, М_к = 294,18 Н∙м;

W_p – полярный момент сопротивления сечения кручению, мм³.

Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле

;

;

.

Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения по формуле

Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.