7.3. Расчет шпоночного соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи.

7.3.1. По диаметру конца выходного вала d= 32 мм, подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 с параметрами:b= 10 мм,h= 8 мм,t₁= 5 мм.

7.3.2. Полная длина шпонки принимается в зависимости от длины конца вала l_{к вала}

,

где l_{к вала}= 58 мм – длина конца выходного вала

7.3.3. Определяем рабочую длину шпонки со скругленными торцами

.

7.3.4. Проверим выполнение условия прочности на смятие боковых граней выбранной шпонки [8]

.

7.3.5. Так как условие прочности шпонки длиной l_p= 40 мм выполняется, то окончательно принимаем конструктивную длину шпонки из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ 23360-78:.

Таким образом, шпонка для соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи – 10х8х50 ГОСТ 23360-78.

4. Проверочные расчеты

4.1. Проверка зубьев на контактную выносливость

Расчет выполняется с целью проверки проектного расчета.

Действующие контактные напряжения _Hопределяются по зависимости [10]

,

где K– коэффициент, равный для прямозубой передачиK= 315;, при симметричном расположении зубчатой пары относительно опор,; расшифровка остальных параметров приведена выше.

Подставляя значения параметров в формулу для _H, получаем

.

Отношение действующих контактных напряжений к допускаемым составляет

,

контактная выносливость обеспечена

4.2. Проверочный расчет передачи на изгибную прочность.

Действующие напряжения изгиба _F определяются по формуле

,

где (при) – коэффициент формы зуба из табл. 3. Остальное определено ранее

Таблица 3.

Z	17	20	22	24	28	35	40
	4,26	4,07	3,98	3,92	3,81	3,75	3,70

Изгибная выносливость обеспечена

4.3. Расчеты валов на усталостную прочность

В качестве материала входного и выходного валов выбираем сталь 45 (ГОСТ 1050-88) с твердостью 235…262 НВ ( термообработка – улучшение), предел прочности

4.3.1. Расчет выходного вала

1. Выбираем расчетную схему выходного вала; подшипники заменены опорами А и В. Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично.

1336

2. На валу установлено прямозубое цилиндрическое колесо. Нормальная сила в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи , приведенная к оси вала, нагружает его в сечении, расположенном на одинаковом расстоянии от опор. Вал под действием внешних сил изгибается силойи скручивается моментом на валу Т₂.

В зацеплении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, которую определим с учетом потерь в зацеплении:

где стандартный угол

3. Определим реакции в опорах, используя уравнение равновесия:

4. Построим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов, затем определим:

- в опасном сечении I-Iзначения изгибающего(М_и) и крутящего(М_к) моментов

(М_и1)_max= М_и1= 0,25F_nl=

М_к1= 113 Н;

- в опасном сечении II-IIзначение крутящего момента:

М_kII= 113 Н

5. В опасных сечениях найдем нормальные и касательные напряжения.

В опасном сечении I-I:

- нормальные напряжения при изгибе:

где осевой момент сопротивления плоского сечения,d– диаметр вала в опасном сечении (диаметр вала под колесом).

- касательные напряжения при кручении

где полярный момент сопротивления плоского сечения,d– диаметр вала в опасном сечении(диаметр вала под колесом).

В опасном сечении II-II:

- касательные напряжения при кручении

где полярный момент сопротивления плоского сечения вала под подшипником,d– диаметр вала в опасном сечении (под подшипником).

6. Вычислим коэффициенты запаса сопротивления усталости по изгибу и по кручению в каждом опасном сечении

В опасном сечении I:

В этих формулах - пределы выносливости, которые связаны соотношениями ( при):,

- амплитуды переменных составляющих циклов напряжений,- постоянные составляющие, поскольку напряжения изгиба в валах изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу, составляющие циклов определяются по формулам:

-эффективные коэффициенты концентрации напряжений, на валу в опасном сечении расположен шпоночный паз. Масштабный фактор выбираем по данным зависимостям, при диаметре валаd=48 мм -= 0,73; фактор качества поверхности выбираем по данной ранее зависимости, для-;коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, для среднеуглеродистой стали

В опасном сечении II:

выбирается по данным ранее зависимостям. При диаметре валаd= 40 мм,

7. Определим коэффициент запаса усталостной прочности и сравним с допускаемой величиной.

В опасном сечении I:

В опасном сечении II:

Усталостная прочность выходного вала обеспечена.