4.3. Подбор и проверка шпонок

Для фиксации на валу в радиальном направлении деталей, передающих вращение, часто используют призматические шпонки. Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подвергают шпонки обоих валов.

На тихоходный вал устанавливаем две шпонки – на выходной конец вала и на участок под колесо. На быстроходный вал шпонка устанавливается только на выходной конец вала.

Для тихоходного вала:

1) 4 Участок: под колесо, d=45 мм, крутящий момент, передаваемый шпонкой Т= 148.1 Н•м,

размеры шпонки:

b=14 мм h=9мм L=45мм (при длине участка 52 мм)

t₁=5.5 мм

где b – ширина шпонки, h – высота шпонки, L – длина шпонки, t₁ – глубина паза на валу, l_р – рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами l_р=l-b, [ ] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе [ ]=150 МПа, при реверсивном приводе [ ]=120 МПа.

Рабочая длина шпонки l_p=31 мм, глубина шпоночного паза t₁=5.5 мм.

Расчет на смятие

σ_см=2•1000•T/(d•l_p•(h-t₁))

σ_см=60.7 МПа < [σ_см]

2) 1 Участок: выходной конец вала, d=30 мм, крутящий момент, передаваемый шпонкой Т=148.1 Н•м,

размеры шпонки:

b=8 мм h=7мм L=40мм (при длине участка 48 мм)

t₁=4 мм

Рабочая длина шпонки l_p=32 мм, глубина шпоночного паза t₁=4 мм.

Расчет на смятие

σ_см=102.8 МПа < [σ_см]

Для быстроходного вала:

1 Участок: выходной конец вала, d=25 мм, крутящий момент, передаваемый шпонкой Т=55.1 Н•м,

размеры шпонки:

b=8мм h=7 мм L=32мм (при длине участка 40 мм)

t₁= 4 мм

Рабочая длина шпонки l_p=24 мм, глубина шпоночного паза t₁= 4 мм.

Расчет на смятие

σ_см=61.2 МПа < [σ_см]

4.4 Конструктивные размеры зубчатого колеса.

Длина ступицы L = L_ст =1.2•d= 54 мм, где диаметр посадочного отверстия зубчатого колеса d = 45

Диаметр ступицы D_ст = 1.6 •d_т4 = 1.6• 45 = 72 мм.

Толщина диска е = 0.3 • b_w2 = 0.3 • 50 =15 мм.

Принимаем е = 15 мм.

Толщина обода A = 6 • m_n = 6 • 2 = 12 мм.

Диаметр центровой окружности D₀ =0.5(d_а-2•A+D_ст)=0.5(188.426-2•12+72)= 117 мм, где диаметр окружности вершин зубьев колеса d_а = 188.426

Диаметр отверстий d₀ =0.25(d_а-2•A-D_ст)= 23 мм.

Размеры фасок с₁ = 0,5 • m_n = 0.5 • 2 = 1 мм с₂ = 1 мм;

Радиусы скруглений r = 5 мм.

4.5 Расчетные схемы валов. Опорные реакции. Эпюры изгибающих моментов.

4.6 Подбор подшипников. Проверка долговечности выбранных подшипников.

Тихоходный вал

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре.

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии № 308.

Размеры подшипника: d = 40 мм D = 90 мм B = 23 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 41 кН.

Статическая грузоподъёмность C₀ = 22.4 кН.

Радиальная нагрузка на левый подшипник F_r = 0.68 кН;

Радиальная нагрузка на правый подшипник F_r = 3.53 кН;

Поэтому расчёт проведём для правого подшипника

Осевая нагрузка на правый подшипник F_a = 0.38 кН;

Эквивалентная динамическая нагрузка

P_э= К_б• К_Т•(X•V•F_r + Y•F_a),

где X– коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

К_б= 1.3 – коэффициент безопасности;

К_Т – температурный коэффициент, К_Т=1 при температуре подшипникового узла

T <105˚C .

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Окончательно:

для правого подшипника эквивалентная динамическая нагрузка P_э= 4.59кН

Расчетная долговечность подшипника в часах:

Для правого подшипника: L_h= = 92740 ч;

n = 256.8 – частота вращения кольца подшипника в об/мин;

m – показатель степени кривой усталости, m=3 для шарикоподшипников.

L_E – эквивалентная долговечность подшипника,

L_E= = =185480 ч, где =0.5 – коэффициент для тяжелого режима нагружения. Поскольку L_E > 10000 ч., то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

Быстроходный вал

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре.

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии № 307.

Размеры подшипника: d = 35 мм D = 80 мм B = 21 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 33.2 кН.

Статическая грузоподъёмность C₀ = 18 кН.

Радиальная нагрузка на левый подшипник F_r = 1.63 кН;

Радиальная нагрузка на правый подшипник F_r = 1.37 кН;

Поэтому расчёт проведём для левого подшипника

Осевая нагрузка на левый подшипник F_a = 0.38 кН;

Эквивалентная динамическая нагрузка

P_э= К_б• К_Т•(X•V•F_r + Y•F_a),

где X– коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

К_б= 1.3 – коэффициент безопасности;

К_Т – температурный коэффициент, К_Т=1 при температуре подшипникового узла

T <105˚C .

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Окончательно:

для левого подшипника эквивалентная динамическая нагрузка P_э= 2.23 кН

Расчетная долговечность подшипника в часах:

Для левого подшипника: L_h= = 151952 ч;

n = 974 – частота вращения кольца подшипника в об/мин;

m – показатель степени кривой усталости, m=3 для шарикоподшипников.

L_E= = =303904 ч. Поскольку L_E > 10000 ч., то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.