Расчет открытой передачи привода, используя зубчато-ременную передачу, страница 3

 l –  длина шпонки;

h – высота шпонки;

b – ширина шпонки;

t₁ – глубина шпоночного паза

Допускаемое напряжение смятия: , где

 - предел текучести материала;

 - допускаемый коэффициент запаса прочности;

.

            Проверка шпонки на срез: , где

, где

n = 1,5 - коэффициент запаса прочности;

k = 1,5 - коэффициент концентрации напряжения;

τ_-1= 0,43·σ_B  = 335,4 МПа – предел выносливости,

где σ_B=780 МПа –  предел прочности для стали 45.

Быстроходный вал

Примем на выходной конец вала шпонку 6´6´20 по ГОСТ 23360 – 78.

Рис. Геометрия шпоночного соединения.

Проверим шпонку на смятие:

, где Т = 42,277 Нм – момент на валу, h = 6 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 20-6=14 мм – рабочая длина шпонки, d = 20 мм – диаметр вала.
         МПа 

Проверим шпонку на срез:

, где Т = 42,277 Нм – момент на валу, b = 6 мм – ширина шпонки, l_p = l-b= 20-6=14 мм – рабочая длина шпонки, d = 20 мм – диаметр вала.

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

Шпонка под шестерней

Примем шпонку 8´7´25 по ГОСТ 23360 – 78.

Проверим шпонку на смятие:

, где Т = 42,277 Нм – момент на валу, h = 7 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 25-6=19 мм – рабочая длина шпонки, d = 30 мм – диаметр вала.

 МПа 

Проверим шпонку на срез:

, где Т = 42,277 Нм – момент на валу, b = 8 мм – ширина шпонки, l_p = l-b= 25-6=19 мм – рабочая длина шпонки, d = 30 мм – диаметр вала,

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

Промежуточный вал

Примем шпонку 8´7´36 по ГОСТ 23360 – 78.

Проверим шпонку на смятие:

,  где Т = 127,885 Нм – момент на валу, h = 7 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 36-8=28 мм – рабочая длина шпонки, d = 25 мм – диаметр вала.

 МПа 

Проверим шпонку на срез:

, где Т = 127,885 Нм – момент на валу, b = 8 мм – ширина шпонки, l_p = l-b= 36-8=28 мм – рабочая длина шпонки, d = 25 мм – диаметр вала.

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

Тихоходный вал

Примем на выходной конец шпонку 8´7´40 по ГОСТ 23360 – 78.

Проверим шпонку на смятие:

, где Т = 150,4395 Нм – момент на валу, h = 7 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 40-8=32 мм – рабочая длина шпонки, d = 24 мм – диаметр вала.

 МПа 

Проверим шпонку на срез:

, . где Т = 150,4395 Нм – момент на валу, b = 8 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 40-8=32 мм – рабочая длина шпонки, d = 24 мм – диаметр вала.

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

Шпонка под колесо

Примем шпонку 8´7´40 по ГОСТ 23360 – 78.

Проверим шпонку на смятие:

   , где Т = 150,4395 Нм – момент на валу, h = 7 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 40-8=32 мм – рабочая длина шпонки, d = 35 мм – диаметр вала.

 МПа 

Проверим шпонку на срез:

, . где Т = 150,4395 Нм – момент на валу, b = 8 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 40-8=32 мм – рабочая длина шпонки, d = 35 мм – диаметр вала.

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

11. Расчет посадки с натягом.

Подобрать посадку, обеспечивающую соединение цилиндрической шестерни с входным валом.

Рис.   Расчетная схема соединения с натягом

Расчет минимального натяга

Определим удельное давление на сопрягаемых поверхностях при действии крутящего момента:

где     k = 2 – коэффициент надежности соединения

M =  Нм – действующий крутящий момент;

d = 25 мм – диаметр вала

l = 40 мм – ширина колеса (длина соединения)

f = 0,1 – коэффициент трения при сборке с нагревом охватывающей детали или с охлаждением охватываемой;

.

Наименьший натяг в соединении определяют по формуле:

,

где Е₁ и Е₂ – модули упругости материала, вала и колеса (для стали Е = 2,1×10⁵ Мпа); С₁ и С₂ – коэффициенты, определяемые как

,

где m₁ и m₂ – коэффициенты Пуассона для материала вала и колеса (для стали m = 0,3)

d = 25 мм – номинальный диаметр соединения;

d₁ = 0 мм – внутренний диаметр (сплошной вал);

d₂ = 40 мм – наружный диаметр (диаметр охватывающей детали);

Расчетный натяг для выбора посадки определяют по формуле:

N_расч = N_min + 1,2(Rz₁ + Rz₂),

где Rz₁ и Rz₂ шероховатости поверхности вала и отверстия (Rz₁ = 6,3 и Rz₂ = 6,3 мкм)

N_расч = 4 + 1,2(6,3 + 6,3) = 19 мкм.

Выбор посадки

Выбор стандартной посадки производится из условия относительной неподвижности соединяемых деталей: >

По таблицам стандарта минимальный вероятностный натяг N_расч может обеспечить посадка с гарантированным натягом:

Æ ;

Проверяем выбранную посадку на прочность деталей при наибольшем натяге. Напряжение в охватывающей и охватываемой деталях рассчитываются по формулам:

,

где .

Если посадка выбрана правильно то значения s₁ и s₂ должны быть меньше предела текучести материала деталей s_Т = 37·10⁷ Н/м².

В результате расчетов получается что

Так как s₁ < s_Т  и  s₂ < s_Т, то посадка Æ 15  выбрана правильно.