Шлицевое соединение

Для того же соединения колеса с валом применим шлицевое прямобочное соединение по ГОСТ 1139–80.

Размеры соединения в соответствии с рисунком 3.3а по таблице 3.2:

легкая серия, d = 42 мм, D = 46 мм, z = 8, b = 8 мм, f = 0,4 мм.

Смятие рабочих поверхностей по формуле (3.7):s_СМ = 2000×209 / (8×44×1,2×40×0,6) =

= 41,2 МПа, где d_m = 0,5 (46 + 42) = 44 мм; h = 0,5 (46 – 42) - 2×0,4 = 1,2 мм.

Диаметр делительной окружности колеса d_{m 2} = 214,1 мм, d_m / d_{m 2} = 44 / 214,1 = 0,21 <

< 0,35, принимаем d_m / d_{m 2} = 0,35. Проекция на ось вала середины зубчатого венца конического колеса: 0,5 b cosd₂ = 0,5×36cos75,9638⁰ = 4,4 мм. Смещение середины зубчатого венца относительно середины шлицевого соединения ступицы e = 20 – 4,4 = 15,6 мм. Отношение e / l = 15,6 / 40 = 0,39. Тогда по таблице 3.4 для закалки шлицев ТВЧ (HRC _Э = 45) и e / l между 0,25 и 0,5 получим [s_СМ] = 40 МПа. Напряжения s_СМ > [s_СМ] на 3%, что допустимо. Соединение удовлетворяет условиям прочности.

Твердость ступицы H _СТ < 350 HB, следовательно, центрирование – по наружному диаметру D [1, c.80]:

D – 8 x 42 x 46 H 7 / j_S 6 x 8 D 9 / j_S 7 ГОСТ 1139-80.

6 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛА

После разработки конструкции вала проводят его проверочные расчеты на статическую прочность и на сопротивление усталости (долговечность).

Расчеты на жесткость (определение прогибов) выполняют для вала-червяка. Для валов зубчатых передач жесткость заложена в конструктивных рекомендациях. На виброустойчивость проверяют валы только при очень высоких скоростях (в специальных дисциплинах).

6.1 Расчетная схема вала.

Вал рассматривается как балка на двух опорах, расположенных в точках " О " (рисунок 4.3) пересечения нормалей к серединам площадок контакта подшипников качения с осью вала.

Расстояния а от наружных торцов (по отношению к " О ") ПК [7, c.47]:

а) шариковый радиально-упорный подшипник:

– однорядный a = 0,5{ B + [ (d + D) / 2]tga}; (6.1)

– двухрядный: a = 0,5{1,5 B + [ (d + D) / 2]tga}; (6.2)

б) конический роликовый подшипник:

– однорядный: a = 0,5 T + (d + D) e / 6; (6.3)

– двухрядный; a = 0,75 T + (d + D) e / 6, (6.4)

где d, D, B, T, a и e – по каталогу на ПК.

Условно считают: силы, действующие на вал со стороны насаженных на него деталей, сосредоточенными и приложенными по срединам длин ступиц.

В общем случае на валы действуют:

а) окружные F_t, радиальные F_r, осевые F_a силы со стороны зубчатых (червячных) передач;

б) консольная нагрузка на входных и выходных концах валов от полумуфт в связи с несоосностью соединяемых валов, от ременных, цепных и открытых зубчатых передач;

в) изгибающие М (от осевых сил, умноженных на радиусы) и вращающие Т моменты. Например, в соответствии с рисунком 4.3б сосредоточенные изгибающие моменты равны: М_{а 1} = F_{a 1} d ₁ / 2000 = 1191×80 / 2000 = 48 Н×м;

М_{а 2} = F_{a 2} d_{m 2} / 2000 = 510×214,1 / 2000 = 55 Н×м.

В зависимости от компенсационных способностей муфт силу муфты F _M на конце вала можно определить как

F _M = (0,15...0,4) F _{M t}, (6.5)

где F _{M t} = 2000 Т / D _C – окружная сила муфты на диаметре D _C расположения соединительных элементов муфты.

Подшипник, воспринимающий F_r и F_a, заменяют шарнирно–неподвиж-ной опорой II (на рисунке 4.3б – левая); подшипник, воспринимающий только F_r – шарнирно–подвижной опорой I (на рисунке 4.3б – правая).

Длины участков вала определяются расчетом или из чертежа редуктора.

Например, на рисунке 4.3: по формуле (6.3) a' = 0,5×20 + (40 + 80) ×0,37 / 6 = 17,4 мм, округляем а = 17 мм; l = l _В + 2× (T – B) – 2 a = 181 + 2×(20 – 18) -2×17 = 151 мм; l ₁ = l / 2 – b ₁/ 2 + (C – K) = 151 / 2 – 63 / 2 + 0,5 = 44,5 мм; l ₂ = b ₁/ 2

+ K + l _СТ1/ 2 = 63 / 2 + 22 + 40 / 2 = 73,5 мм; l ₃ = l – l ₁ – l ₂ = 151 – 44,5 – 73,5 =

= 33мм. Расчетная схема вала показана на рисунке 4.3б.