10. Проверка прочности шлицевого соединения.

Шлицевые соединения надёжнее шпоночных, в особенности при переменных нагрузках в них достигается более точная центровка деталей на валу, а распределение нагрузки по шлицам облегчает перемещение подвижных деталей вдоль по валу.

Выбранное соединение проверяют на смятие:

Количество шлицев Z=8.

Диаметр впадин d=32 мм;

Диаметр вершин D=36 мм;

Рабочая длина l=84 мм;

Момент на валу T=144,7 Н мм;

Расчетная поверхность смятия:

;

Средний радиус шлицев:

мм;

Проверяем на смятие:

.

Условие выполняется.

11. Проверка прочности шпоночного соединения

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами. При стальной ступице и значительных колебаниях нагрузки допускаемое напряжение смятия [σ_см]=75 МПа

Вал 4

Назначаем длину шпонки из стандартного ряда, так что бы она была несколько меньше длинны ступицы, в нашем случае принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68 [1, стр. 167].

Характеристики шпонки:

Диаметр вала, мм	Сечение шпонки bxh	Глубина паза, мм		Радиус закругления пазов, r
		Вала t1	Втулки t2
Св. 50 до 58	14x9	6	4,3	0,25 - 0,4

Напряжение смятия:

где,

d=60 мм – диаметр вала в месте установки шпонки

l_р=80 мм- рабочая длинна шпонки,

h=9 мм - высота шпонки,

b=14 мм -ширина шпонки,

t₁=6 мм - глубина паза,

M₁=200 Н м - момент на валу.

12. Проверка долговечности подшипников

Осевое усилие . а=215 мм.

Радиальное усилие . b=160 мм.

Реакции опор

В плоскости ZY

Проверка

В плоскости XZ

Проверка

Суммарные реакции:

;

;

Проверяем шариковый радиальный однорядный подшипник 311 (ГОСТ 8338-75), параметры которого

d=55 мм D=120 мм В=29 мм С₀ =41,5 кН С=71,5кН.

Находим эквивалентную нагрузку

[1, стр. 223].

Где , X,V- коэффициенты при вращении внутреннего кольца подшипника

X=1,0, V=1,0

- коэффициент безопасности, =1,0

- температурный коэффициент, =1,0



Проверяем наиболее нагруженный подшипник:

Расчетная долговечность [млн.об.]:

Расчетная долговечность [ч.]: , где n- частота вращения вала.

.

13. Уточненный расчет вала.

Материал вала – сталь 45 нормализованная _в=590 Н/мм² _-1=254 Н/мм² _-1=147 Н/мм^2б

Примем: нормальное напряжение от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Найдем коэффициент запаса прочности для предположительно опасных сечений вала.

В ал 4.

Сечение А-А

В этом сечении возникает наибольший изгибающий момент; концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты:

Относительно оси Y

Относительно оси X

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления в сечении НЕТТО:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

По таблице 6.6 [1, c99] находим коэффициенты k_=1,6, k_=1,5

По таблице 6.8 [1, c99] находим коэффициенты _=0,86; _=0,75; _=0,1

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности

.