10. Выбор и расчет шпонок и муфт.

Для выходного конца быстроходного вала при d₁ = 31 мм по таблицам подбираем призматическую шпонку без скругленных торцов bh=87мм при t₁ = 4 мм.; принимаем длину шпонки l = 45мм.

Рабочая длина шпонки со скрученными торцами ,мм:

l_p =l=45мм

Допускаемые напряжения на смятие для чугуна _см = 95 MПа

F_t=2Т/d=2*223,02/0,041=10879Н

S_см=(0,94*h- t₁) l_p=(0,94*7-4)*45=116,1 мм²

Вычисляем расчетное напряжение смятия, МПа:

_см  F_t/S_см= 10879/116,1=93,7MПа  _см=95MПа

Окончательно принимаем шпонку 8745 ГОСТ 13360-78.

Для тихоходного вала при диаметре выходного конца вала d₂ = 67мм подбираем призматическую шпонку без скругленных концов bh =2012 мм при t₁ = 7,5 мм.; принимаем длину шпонки l = 56мм.

Рабочая длина шпонки: l_p = l =40мм

Допускаемые напряжения на смятие для чугуна _см = 175 MПа

F_t=2Т/d=2*1205,02/0,067=35971Н

S_см=(0,94*h- t₁) l_p=(0,94*12-7,5)*56=212 мм²

Вычисляем расчетное напряжение смятия, МПа:

_см  F_t/S_см= 35971/212=170MПа  _см=175MПа

Окончательно принимаем шпонку 201256 ГОСТ 13360-78.

Для посадки ступицы зубчатого колеса на вал с диаметром d₂=90 подбираем призматическую шпонку со скругленными концами bh =2514 мм при t₁ = 9мм. принимаем длину шпонки l = 63мм.

Для стальной ступицы допустимое напряжение на смятие _см=175 МПа.

Рабочая длина шпонки: l_p = l – b =63 – 25 = 38 мм

F_t=2Т/d=2*1205,02/0,090=26778,2Н

S_см=(0,94*h- t₁) l_p=(0,94*14-9)*38=158,1мм²

Вычисляем расчетное напряжение смятия, МПа:

_см  F_t/S_см= 26778,2/158,1=169,4MПа  _см=175MПа

Окончательно принимаем шпонку 251463 ГОСТ 13360-78.

Шпонки:

Расположение шпонки	Размеры bhL
Выходной конец быстроходного вала	8745
Выходной конец тихоходного вала	201256
Вал под ступицу колеса	251463

11.Подбор и расчет цепной.

Материал полумуфт – сталь 45Л (ГОСТ997 – 88).

Муфту выбираем по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту ,который должен быть в пределах номинального:

По таблице, по исходным данным подбираем муфту со следующими данными:

Параметры цепи:

Диаметр звездочки:

• Делительный

• Выступов

где,

К – коэффициент высоты зуба, К=0,7;

К_z – коэффициент числа зубьев, К_z=ctg(180⁰/z)=ctg(180⁰/12)=3,72;

λ – геометрическая характеристика зацепления, λ=р/d₁=50,8/14,75=3,44.

• Впадин

Параметры звездочки роликовых цепей:

12. Проверочный расчет валов

Опасное сечение вала определяется наличием источника кон­центрации напряжений при суммарном изгибающем моменте М_сум

Определяем источники концентрации напряжений в опасных сечениях.

Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм².

Первым опасным сечением на быстроходном валу является сечение по краям шестерни, d = 50 мм, наибольший момент М =532,8 Н·м.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному цик­лу, при котором амплитуда напряжений σ_а равна расчетным на­пряжениям изгиба σ_и:

,

где М— суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сече­нии, Н • м;

— осевой момент сопротивле­ния сечения вала, мм³.

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла τ_а равна половине расчетных напря­жений кручения τ_к:

,

где М_к—крутящий момент, Н • м; W_нетто— по­лярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³ (см. табл. 11.1). Для определения W _нетто— круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней.

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Вторым опасным сечением является сечение подшипника, d = 50 мм, наибольший момент М = 55,49 Н·м.

Проверим тихоходный вал.

Первым опасным сечением на тихоходном валу является сечение, ослабленное шпонкой, d = 90 мм, изгибающий момент М = 724 Н·м.

Вторым опасным сечением является сечение подшипника, d = 75 мм, наибольший момент М = 872,2 Н·м.