6.5 Розрахунок шпонкових та шліцевих з’єднань.

У більшості випадків для кріплення коліс і муфт на валах застосовують ненапружені призматичні шпонки. Шпонки, що кріплять колеса вибирають за ГОСТ 10748-79 та по СТ СЭВ 189-75.

Найбільше часто застосовують шпонки з округленими торцями (виконання А).

Рис. 6.2 Шпонкове з’єднання.

Найбільш небезпечною деформацією для шпонок і пазів є зминання від крутного моменту ( ).

Розрахунок на зминання виконується по наступній формулі:

,

де - напруга зминання, ;

- момент, що крутить, на даному валу, ;

- діаметр вала, ;

- висота шпонки, ;

- глибина шпобина шпонкового паза, ;

- робоча довжина шпонки, .

,

де - довжина шпонки (загальна);

- ширина шпонки .

У загальному машинобудуванні напруги, що допускаються, на зминання приймають рівними:

- при середньому режимі роботи

;

- при статистичних перевантаженнях

.

Матеріал шпонок це Ст. 6, сталі 45, 50.

Для валу I₀ (нульовий вал) та валу I:

;

Для валу IV(шпиндельний вал) :

;

Шліцові з'єднання в порівнянні зі шпонковими, мають більш високу навантажувальну здатність, створюють меншу концентрацію напружень у валах, а отже, забезпечують більш високу витривалість валів, створюють краще центрування деталей на валах.

Для важко навантажених з'єднань у загальному машинобудуванні найбільш поширені прямобічні шліцові з'єднання (бувають: евольвенті, трикутного профілю шліци - застосовують у тракторобудуванні).

У залежності від розміру і кількості шліців (а отже, і від навантажувальної здатності при однаковому діаметрі) розрізняють три серії з'єднань із прямо бічними шліцами:

1. Легка, застосовувана для рухливих чи слабко навантажених з'єднань (які припускають осьове переміщення втулки по валу);

2. Середня, застосовується для помірковано навантажених з'єднань, у яких переміщення втулки відбуваються без навантаження;

3. Важка, що призначена для найбільш важких умов роботи, тобто навантаження знакозмінна з ударами.

Розрахунок шліцьових з'єднань виконується звичайно як перевірочний по напругах зминання по наступній формулі:

,

де - напруга зминання, ;

- розрахунковий момент крутний момент, ;

- середній діаметр шліцьового з'єднання, .

де - діаметр вала, мм;

- діаметр западин зубів, мм;

- число шліців;

- висота поверхні контакту, мм:

,

де - фаска шлиця валу, мм;

- фаска шлиця втулки, мм;

- довжина шліців, на яких знаходиться зубчате колесо, чи муфта;

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між шлицями: ,

для шлиців в середніх умовах експлуатації, при рухомому з’єднанні.

Розрахунок для валу II:

;

Розрахунок для валу III:

Рис. 6.3 Шліцьове з’єднання

6.6 Вибір підшипників, які встановлюються на валах та шпинделі.

Підшипники коливання є основним видом опор. Їх широке використання на виробництві обумовлено такими перевагами: малий момент тертя, простий монтаж та експлуатація, малий видаток змазки, висока ступінь стандартизації та централізованого виробництва, висока навантажена здібність на одиницю поверхні підшипника, менші вимоги до термообробки, посадочних шийок валів, надійна праця за умов частої зупинки та пуску привода.

До недоліків підшипників коливання відносять низьку довговічність за умови високих швидкостей та ударних навантажень, великих розсівів (зменшування) терміну служби, великі радіальні розміри та маса, велика поперечна жорсткість, необхідність спеціального обладнання для встановлення. Радіальні однорядні підшипники є нерозбірними найбільш простими та дешевими, використовується в якості універсальних опор в різноманітних вузлах. Витримує високі радіальні навантаження при високих частотах обертання, також може витримувати і реверсивну осьову силу (навантаження) в межі від 70% від невикористаного радіального навантаження. Область застосування: жорсткі двохопорні вали з відстанню між опорами .

Підшипники коливання вибирають по динамічній та статичний вантажопідйомності. Вибір раціонального розміру підшипника залежить від характеру навантаження, його величини, напрямку, частоти обертання, умов експлуатації.

По динамічній вантажопідйомності підшипники вибирають при частоті обертання .

Вибір підшипника по динамічній вантажопід’ємності полягає в перевірці його розрахункової довговічності при заданих умовах праці.

Розрахунок на довговічність виконується по формулі:

,

де n- частота обертання валу хв.^-1,

L- номінальна довговічність підшипника в міліонах обертів,

.

С - динамічна грузопідємність підшипника за каталогом в Н,

P - еквівалентне розраховане навантаження на підшипник в Н.

Для валів І₀, І, обираємо підшипники № 305 ГОСТ 8338-75.

Для валів II, обираємо підшипники № 306 ГОСТ 8338-75.

Для валу ІII, обираємо підшипники № 308 ГОСТ 8338-75.

Для валу IV(шпиндель) обираємо підшипники № 310 ГОСТ 8338-75.

Для передньої та задньої опор шпинделя обираємо підшипник № 310 ГОСТ 831-75 виходячи з розрахунків.

Еквівалентна навантаженність для радіальних підшипників – це постійне радіальне навантаження, яке у випадку прикладання до підшипника з обертаючим внутрішнім колом забезпечує таку довговічність, яку підшипник буде мати при дійсних умовах навантаження та обертання: ;

де F_r –радіальне навантаження на підшипник, Н;

F_a –осьове навантаження на підшипник, Н;

Х –коефіцієнт радіального навантаження;

Y - коефіцієнт осьового навантаження;

V –коефіцієнт обертання (при обертанні внутрішнього кола підшипника відносно напрямку навантаження, V=1);

K - коефіцієнт безпеки;

K_T - температурний коефіцієнт.

Розраховуємо динамічне навантаження кулькового радіального підшипника № 310.

де – модуль даної групи, ;

– крутний момент на IV валу, ;

де – кут контакту, 20;

=0,364, одержуємо:

>1000 год

Габаритні розміри підшипника №310 (табл.15[1])