3.9 Расчет шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. .

Ведущий вал.

Шпонка под посадку упругой муфты.

Исходные данные для выбора шпонки:

Диаметр вала под полумуфту d₁ = 32 мм. Длина ступицы полумуфты l_cт = 53 мм. Длину шпонки принимаем:

l_m= l_cт - 10 = 53 – 10 = 43 выбираем шпонку .

Ведомый вал.

Шпонка под зубчатым колесом редуктора: диаметр шейки под посадку зубчатого колеса ; длина ступицы зубчатого колеса; длина шпонки,

Шпонка под посадку звездочки роликовой цепной передачи: диаметр шейки под посадку d₂ = 40 мм; длина ступицы звездочки длина шпонки

Проверку шпоночных соединений проводим по напряжениям смятия по формуле

где рабочая длина шпонки,

М – передаваемый момент на валу шпонки,

d – диаметр вала, t₁ – глубина паза вала, h - высота шпонки.

Для шпонки ведущего вала под посадку упругой муфты:

Для шпонки ведомого вала под посадку зубчатого колеса:

Для шпонки ведомого вала под посадку шестерни открытой зубчатой передачи:

Во всех случаях напряжения , что обеспечивает условие прочности шпоночных соединений редуктора

Наименование вала	d , мм	T, Н·м	b  h  l, мм
Ведущий вал	32	49400	10x8x43	34,3
Ведомый вал	50	239600	9x14x71	105
	40	239600	12x8x35	39,4

3.10 Проверочный расчет вала

Расчет выполняем для тихоходного вала редуктора, как наиболее нагруженного.

Материал вала сталь 40Х,

- коэффициент пиковой нагрузки К_n = 1,5.

По эпюрам суммарных изгибающих моментов и крутящих моментов рис. 1,2 с учетом диаметра вала в соответствующих сечениях определяется наиболее опасное сечение. Общий коэффициент запаса усталостной прочности определяется по формуле

где S_σ и S_τ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

где пределы выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения;эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;коэффициент, учитывающий влияния шероховатости поверхности;масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений;средние напряжения циклов;коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла.

Из анализа эпюр внутренних силовых факторов можно сделать заключение, что опасное сечение вала располагается под подшипником (опора В), где возникают наибольший изгибающий момент и крутящий момент.

Проверим усталостную прочность вала в этом сечении.

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении определяются по эмпирическим зависимостям с учетом того, что для стали 40Х с термообработкой – улучшение и:

Коэффициенты концентрации напряжений по нормальным и касательным напряжениям: .

.

Максимальное напряжение при изгибе в опасном сечении вала

Учитывая, что каждое продольное волокно вала при изгибе с вращением работает попеременно на растяжение и сжатие по симметричному циклу, получаем .

Максимальные напряжения при кручении вала

Коэффициент , коэффициент

Затем определяют коэффициенты запаса усталостной прочности вала

Общий коэффициент запаса усталостной прочности

Полученный результат больше нормативного коэффициента запаса прочности , следовательно, усталостная прочность вала обеспечена.