3.4 Розрахунок з’єднання з натягом, шпонкових та шліцьових з’єднань.

Для вихідного кінця ведучого вала на відомому Ø 28 підбираємо призматичну шпонку із плоскими торцями [1.т.8.15 с.159]: h =7; t₁ =4 мм; l_p =l=36 мм.

Перевіряємо вибрану призматичну шпонку на зминання:

_зм =

Отже призначаємо шпонку 8736 ГОСТ 23360-78.

Для вихідного кінця веденого вала на відомому Ø36 мм підбираємо призматичну шпонку із плоскими торцями [1.т.8.15 с.159]: h =8; b =10; t₁ =5 мм; l_p=l=5мм

_зм =

Що неприпустиме: тому, шпонкове з’днання змінюємо шліцьовим з’днанням з евольвентним профілем. Розміри шліцьового з’днання призначаємо в залежності від діаметра вала. По [1.т.8.16] при d=36 мм приймаємо модуль m =1,25 мм; число зубів (шліців) z =26

Перевіряємо міцність робочих граней шліців на зминання по формулі попередньо визначивши розрахункову площину зминання.

А=0,8ml =0,8·1,25·68 =68 мм²

де l =68 мм довжина ступеці шестерні рівна ширині зубчатого венця; середній діаметр з’єднання:

d_м =mz =1,25·26=32,5 мм

_ст = мПа_см=100 МПа

Для з'єднання ведений вал – черв’ячне колесо на відомому Ø 53 підбираємо призматичну шпонку із плоскими торцями [1.т.8.15 с.159]: h =10; t₁ =6 мм; l_p=l=80 мм.

Перевіряємо вибрану призматичну шпонку на зминання:

_зм =

Отже призначаємо шпонку 161080 ГОСТ 23360-78.

5. Перевірочний розрахунок валів редуктора

На основі ескізної компановки редуктора складаємо розрахункову схему вала і будуємо епюри згинаючих і крутних моментів (рис. 2). Очевидно, найбільш небезпечним являється переріз  під підшипником D; перевіряємо опір втомленості в цьому перерізі вала.

Визначаємо сумарний згинаючий момент:

Т_ЗГI= Н·м

Визначаємо максимально нормальні напруження при згині і максимальні дотичні напруги при крученні:

_max = МПа

де W_ос =0,1d³ =0,1·45³ =9112,5 мм²

_max = МПа

де W_P =0,2·d³ =0,2·45³ =18225 мм²

По табл. 8.18 приймаємо матеріал вала сталь 50ХН, для якої _B =1100 МПа; _-1 =280 МПа; _ =0,2; _ =0,1; _-1 =480 МПа.

По табл. 8.24 оприділяємо коефіцієнти концентрації напруг деталі з урахуванням посадки з натягом:

=3,6;

К_D = ; K_D =

K_D =5,2

K_D =3,6

Приймаємо що нормальне напруження змінюють по симетричному циклі т.е _а =_max =65,5мПа, _m =0; а дотичні напруження по нульовому т.е _а =_m = =0,5_max = 0,5·21=10,5мПа

Оприділяємо коефіцієнт запасу прочності по формулам приймаючи коефіцієнти впливу поверхневого зміцнення К_v =1, коефіцієнт впливу шероховатості поверхні К_F =1:

• По нормальним напругам

S_ = =

• По дотичним напругам

S_ = =

• Результативний

S=

т.е опір втомленості вала забезпечено

Перевіряємо прочність допустимо небезпечного розрізу 

Оприділяємо внутрішній діаметр вала із шліцями:

d_f =d_a –2,4m =36-2,4·1,25 =33 мм

Осьовий момент опору

W _ос 0,1

Полярний момент опору

W_p 0,2d_f³ =0,2·33³ =7187,4 мм³

Сумарний згинаючий момент

T_иII =

Максимальне напруження

_max =

_max =

Визначаємо коефіцієнти зниження меж витривалості по формулам, приймаючи по табл. 8.20 ефективні коефіцієнти концентрації напруг К_ =1,73 і К_=1,58, коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного розрізу К_d =0,807; К_r=1,22; К_v=1,0

К_D =

K_D =

K_D =

K_D =

Визначаємо коефіцієнти запасу прочності, приймаючи:

_а =_max =58,9 МПа, _m =0; _а =_m =0,5_max = 0,5·54 =27 МПа

S_ = =

S_ = =

S=

т.е опір втомленості вала забезпечено

Ведучий вал – черв’як редуктора немає необхідності перевіряти на прочність, так як мінімальний діаметр d, визначений із умови міцності при крученні, був збільшений від 13,77 мм до 28 мм з огляду конструювання, також слід відмітити, що на цей вал діє порівняно невелике консольне навантаження.

Перевіряємо черв’ячний вал жорсткість. Приведений момент інерції розрізу черв’яка по формулі.

J_пр =

Прогин в середньому розрізу черв’яка по формулі:

f =

Допустимий прогин

[f] =(0,005...0,01)m =(0,005...0,01)·8=0,04...0,8 мм

Значить жорсткість черв’яка забезпечена, так як f < [f].