5. Второй этап компоновки.

Развиваем первую компоновку: вычерчиваем валы с насажденными деталями.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39 х 1.5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0.1 … 0.15) ∙ d_п1; принимаем ее равной 0.15 ∙ 40 = 6 мм.

Мазеудерживающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1 - 2 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого _ст. = (0.08 … 0.12) ∙ D, где D - наружный диаметр подшипника; примем _ст. = 7.2 … 10.8 = 10 мм.

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной k = 6 мм.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0.5 … 1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала ∅55 мм, а с другой - в мазеудерживающее кольцо; участок вала ∅50 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо ∅45 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от ∅50 мм к ∅45 мм смещен на 2 - 3 мм внутрь зубчатого колеса.

5. Проверка прочности шпоночных соединений.

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры поперечного сечения и длина шпонок, а также размеры шпоночных пазов выбираются по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь Ст45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице = 100 … 120 МПа, при чугунной = 60 … 70 МПа.

Ведущий вал:

Шпонка 1 - под муфтой - d = 36 мм, b x h = 10 x 8, t₁ = 5, длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты 80 мм), момент на ведущем валу T = 97.7 Н ∙ м.

Шпонка 2 - под шестерней - d = 25 мм, b x h = 8 x 7, t₁ = 4, длина шпонки l = 40 мм (при длине ступицы 46 мм).

Ведомый вал:

Шпонка 1 - под зубчатым колесом - d = 50 мм, b x h = 14 x 9, t₁ = 5.5, l = 50 мм (при длине ступицы колеса 60 мм), крутящий момент T = 330.4 Н∙м.

Шпонка 2 - на выходном конце - d = 40 мм, b x h = 12 x 8, t₁ = 5, l = 100 (при длине ступицы полумуфты 110 мм).

5. Уточненный расчет валов.

Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому (пульсирующему).

Материал валов - сталь 45 нормализованная, _в. = 570 МПа.

Пределы выносливости _-1 = 0.43 ∙ 570 = 246 МПа и _-1 = 0.58 ∙ 246 = 142 МПа.

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты M_y и M_x и крутящий момент T₂ = T₁.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где = 2,6 (по табл. 8.7).

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности:

где

коэффициент = 0.1 - для данной стали.

Коэффициент запаса прочности:

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s] = 1.5 … 1.7. Учитывая требования жесткости, рекомендуют [s] = 2.5 … 3.0. Полученное значение s = 2.96 достаточно.

У ведомого вала проверяем прочность в сечении под колесом d_к2 = 50 мм. Через это сечение передается вращающийся момент T₂ = 330.4 ∙ 10 ³ Н∙мм, в сечении под колесом действует изгибающий момент:

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где = 3.2.

Момент сопротивления кручению:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где

коэффициент = 0.1.

Коэффициент запаса прочности: