цилиндро-червячный редуктор

расчет цилиндро-червячного редуктора. Чертежи ...

ВВЕДЕНИЕ
1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.
2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ
2.1. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
3. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ.
4. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
5. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ.
6. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ, СТАНКОВ И КРЫШЕК
7. СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ
8. ВЫБОР МУФТ
9. ВЫБОР ПОСАДОК
10. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ
11. СБОРКА И РЕГУЛИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА
12. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

Цели и задачи настоящего проектирования – изучение основ расчета и конструирования деталей и сборочных единиц с учетом рационального выбора материалов, технологии изготовления и эксплуатации машины. Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшем весе и габаритах: высокую надежность: быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, быть удобными и безопасными в обслуживании: допускать автоматизацию работы машины, стандартизацию деталей и сборочных единиц. Машиностроение имеет большое значение в экономике, так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности и сельского хозяйства.
Зубчатые передачи являются н аиболее распространёнными типами механических передач. Они находят широкое применение во всех отраслях машиностроения, в частности в металлорежущих станках, автомобилях, тракторах, сельхозмашинах и т.д. Их применяют для передачи мощностей от долей до десятков тысяч киловатт при окружных скоростях до 150 м/с и передаточных числах до нескольких сотен и даже тысяч, с диаметром колёс от долей миллиметра до 6 м и более.
Преимущества и недостатки передач:
Достоинства зубчатых передач:
1) высокая нагрузочная способность;
2) малые габариты;
3) большая надёжность и долговечность (40000 ч);
4) постоянство передаточного числа;
5) высокий КПД (до 0,97…0,98 в одной ступени);
6) простота в эксплуатации.
Недостатки зубчатых передач
1) повышенные требования к точности изготовления и монтажа;
2) шум при больших скоростях;
3) высокая жёсткость, не позволяющая компенсировать динамические нагрузки.
Зубчатая передача относиться к передачам зацеплением с непосредственным контактом пары зубчатых колёс. Меньшее из колёс передачи принято называть шестерней, а большее – колесом. Зубчатая передача предназначена в основном для передачи вращательного движения.

18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое напряжение изгибаМпа;Мпа,Максимальное напряжение изгиба σFmax при кратковременной перегрузке: МПа,-723900-426720Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата20Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата20Лист МПа,где σF1 =104 МПа и σF1 =127 МПа - см. п. 16.Статическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия:-685800-388620Инв.№подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата21Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата21Лист 2.2 Расчет червячной передачиИсходные данные для расчета:а) частота вращения червяка n1= 350 об/мин;б) частота вращения червячного колеса n2= 9,6 об/мин;в) передаточное число ступени uч = uт = 36,5;г) вращающий момент на валу червяка Т1 = 68 Н • м.д) вращающий момент на валу червячного колеса Т2 = 2000 Н • м.е) расположение червяка – верхнее (над колесом). Порядок расчета1. Выбор материала червяка и венца червячного колеса.В нашем примере принимаем материал червяка – сталь 40Х , закалка ТВЧ до твердости H1=45…50 HRC с последующим шлифованием и полированием витков. Тип червяка – эвольвентный.Выбор материала венца червячного колеса связан со скоростью скольжения υs:м/сПо табл. 1П.32 приложения 1П при υs5 м/с в качестве венца червячного колеса принимаем бронзу оловяную БрО10Ф1: способ отливки К – в кокель; σв=250 МПа; σт=200 МПа.2. Определение допускаемых контактных напряжений [σн] при расчете передачи на сопротивление усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса.По формуле для материала венца колеса –оловянная бронза МПа3. Определение основных параметров червячной передачи.Число заходов червяка зависит от передаточного числа червячной передачи uч. При uч=36,5, принимаем Z1=1.Число зубьев червячного колеса:Из условия отсутствия подрезания зубьев рекомендуется . В нашем примере условие выполняется.Коэффициент диаметра червяка Принимаем стандартное значение q=10. Тогда .Модуль упругости материалов червяка и колеса: E1=2,1·105 МПа – сталь; E2=0,9·105 МПа – бронза. Тогда приведенный модуль упругости Eпр: МПаПредварительная величина межосевого расстояния:ммСогласно заданных условий, значение не округляем до стандартного ряда и принимаем аw = 200 мм. Предварительная величина модуля зацепления: ммПринимаем стандартное значение m=9 мм. Данной величине соответствует ранее принятое стандартное значение q=10.Коэффициент смещенияПри этом необходимо выполнение условия .Уточним передаточное число uч:-685800-457200Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата17Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата17Лист.-685800-457200Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата22Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата22ЛистОтклонение от ранее принятой величины uч=36,5:В дальнейшем используем значение uч=36,5.Размеры нарезанной части червяка:а) делительный диаметрмм;-690880-328295Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата23Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата23Листб) начальный диаметрмм;в) делительный угол подъема линии витков; γ = 6,1º;г) начальный угол подъема линии витков; γw = 6,7º;д) высота головки витковммe) диаметр вершин витков ммж) высота головки витковмм,где з) диаметр впадин витков ммДлину нарезаемой части червяка b1 при x=-0,75При х=-0,5, ммПри х=-1,0, ммВ качестве расчетной величины принимаем значение b1=115 мм.Размеры венца червячного колеса:а) диаметр делительной окружности мм;б) начальный диаметр мм;в) высота головки зубьев:мм,где ;г) диаметр вершин зубьев колеса в среднем сечении: мм;д) высота ножки зубьев:мм,где е) диаметр впадин зубьев колеса в среднем сечении: мм;ж) наибольший диаметр червячного колеса: мм;Ширина венца b2 червячного колеса при Z1=1: ммПринимаем b2 = 72 мм.Условный угол обхвата червяка венцом 2δ:.4. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса.Уточним скорость скольжения υS. Для этого определим окружную скорость червяка υ1: м/с.-685800-457200Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата24Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата24ЛистТогда скорость скольжения υS: м/с, Что незначительно отличается от предварительно рассчитанной υS = 2 м/с. Оставляем принятый ранее материал венца червячного колеса безоловянную бронзу.Уточним [σн]: МПа.Приведенный угол трения φ между стальным червяком и колесом из бронзы принимает исходя из υS и материала венца. В нашем примере при υS = 2,2, φ = 1º3’’=1.6ºТогда КПД червячной передачи:.Коэффициент динамической нагрузки KV = 1,1, т.к. υS = 1,7 м/с <3 м/с.Коэффициент концентрации нагрузки Kβ = 1,1;Коэффициент расчетной нагрузки KH = KV ·Kβ =1.1· 1,1=1,21;Торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:Расчетное контактное напряжение: МПа.Условие выполняется.5. Определение допускаемых напряжений изгиба [σF] при расчете -671195-419100Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата25Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата25Листзубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе. - для нереверсивной передачи.Определим коэффициент долговечности YH.Коэффициент приведения µF для все видов термической обработки, согласно циклограмме нагружения, принимаем µH=1 – постоянный режим нагружения:Суммарное число циклов напряжений:,Где об/мин.Коэффициент эквивалентности KFE = 0,1.Эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы Lh:-665480-398145Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата26Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата26ЛистКоэффициент долговечности YH:Условие выполняется.Тогда при БрО10Ф1: σв=250 МПа; σт=200 МПа. МПа.6. Проверочный расчет зубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе.Определим силы, действующие в червячном зацеплении:Окружная сила на червяке: Н;Окружная сила на червячном колесе: Н;Осевая сила на червяке: Н;Осевая сила на червячном колесе: Н;Радиальная сила на червяке и червячном колесе: Н.Эквивалентное число зубьев колеса:Коэффициент формы зуба червячного колеса YF = 1,53 при ZV = 37.Коэффициент расчетной нагрузки KF = KH = 1,21;Нормальный модуль: мм.Напряжения изгиба зубьев колеса: МПа, что меньше МПа.7. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при кратковременной перегрузке.Предельно допускаемые контактные напряжения для безоловянной бронзы: МПа.Максимальные контактные напряжения при кратковременной перегрузке: МПа, где КП = Тпик/Тмах = 1 – кратковременная перегрузка.Контактная прочность зубьев червячного колеса при кратковременной перегрузке обеспечена, т.к. МПа.8. Проверочный расчет передачи на изгибную прочность при кратковременной перегрузке.Предельно допускаемые напряжения изгиба МПа.Максимальные напряжения изгиба при кратковременной перегрузке: МПа.-685800-457200Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата27Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата27ЛистИзгибная прочность обеспечена, т.к. МПа.9. Тепловой расчет червячной передачи.Данный расчет сводится к определению температуры масла t в картере редуктора по формуле:,-685800-457200Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата29Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата29Листгде t - ºC; P1=2498 Вт – мощность на валу червяка; КТ =16 Вт/(м2 · ºC) – коэффициент теплоотдачи; площадь поверхности охлаждения корпуса за исключением поверхности дна - A, А = a * b = 0,4 * 0,15 = 0,06 м2 – величина условная, т. к. необходимо скомпоновать редуктор,; ψ = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в раму или плиту.-685800-457200Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата28Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата28Лист;, следовательно нормальная работа червячной передачи обеспечена.-685800-342900Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата29Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата29Лист3.РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ3.1 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА1.Марка стали -40Х, твердость 270 НВ.2. Определяем диаметры участков валов:Диаметр выходного конца вала,Быстроходный валмм, принимаем d=20 мм. мм, принимаем dп=25 мм. мм, принимаем dбп=32 мм.Для быстроходного вала предварительно выберем шариковые радиальные однорядные 205 подшипники.Линейные размеры (мм) берут из сборочного чертежа редуктора (лист 1 приложения): QUOTE l1=74,5 мм, QUOTE l2=45,5 мм QUOTE l3=45,5 мм.Промежуточный валМарка стали – 40Х твердость 240 НВ.мм, принимаем d=34 мм. мм, принимаем dбк=40 мм. мм, принимаем dп=35 мм.Для промежуточного вала предварительно выберем два конический однорядный роликоподшипник лёгкой серии 7207 и один роликовый радиальный с коротким цилиндрическим роликом 2207. Линейные размеры (мм) берут из сборочного чертежа редуктора (лист 1 приложения): QUOTE l1=74,5 мм, QUOTE l2=45,5 мм, QUOTE l3=45,5 мм.-685800-354330Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата30Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата30ЛистТихоходный валмм, принимаем d=70 мм. мм, принимаем dп=80 мм. мм, принимаем dбп=90 мм.Для тихоходного вала предварительно выберем конический однорядный роликоподшипник лёгкой серии 7218. Определяем расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника до дальнего торца подшипника: мм.Линейные размеры (мм) берут из сборочного чертежа редуктора (лист 2 приложения): QUOTE l1=74,5 мм, QUOTE l2=45,5 мм, QUOTE l3=45,5 мм.4. Нагрузка на вал от муфты: FМ= Н.5.Определяем реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях.Быстроходный вал:Вертикальная плоскостьMA=0; Fr1∙(l2+l3)-RBу∙l2=0RBу=Fr1∙(l2+l3)l2=370∙0,1160,074=580НMB=0; -Fr1∙l3+RАу∙l2=0RАy=Fr1∙l3l2=370∙0,0420,074=210НГоризонтальная плоскостьMA=0; FM∙l1+l2+Ft1∙l3-RBх∙l2=0RBх=FM∙(l1+l2)+Ft1∙l3l2=473∙0,133+1016∙0,0420,074=-1427НMB=0; FM∙l1-RAх∙l2+Ft∙(l2+l3)=0RАх=Ft∙l1+Fм∙(l2+l3)l2=473∙0,059+1016∙0,1160,074=1970НСтроим эпюры изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента. -609600-300355Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата31Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата31ЛистВертикальная плоскостьСечение D M'=0Сечение A M'=0Сечение С Mс'=Fr∙0,042=15,5 Н∙мСечение B М=0Горизонтальная плоскостьСечение A M''=0Сечение C M''=Fм∙0,059=28 Н∙м Сечение D M''=Ft∙0,042=43Н∙м Сечение B M''=0Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, сечении B.MΣ=M'2+M''2=432+15.52=46 Н∙мОпределяем эквивалентный момент в этом же сеченииMэкв=MΣ2+T12=462+352=57.5 Н∙м-704850-361950Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата32Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата32ЛистРисунок 2. Эпюры изгибающих моментов.Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сеченииd≥3Mэкв∙1030,1∙σ-1и=357.5∙1030,1∙55=21,8<25 ммРанее принятое значение d=25 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.Промежуточный вал:Вертикальная плоскостьMA=0; Fr3∙(l1+l2)-Fa3∙dm32-Fr2∙l1-RBу∙∙l1+l2+l3=0RBу=Fr3∙0,220-Fa3∙0,0902+Fr2∙0,0420,042+0,178+0,164=2557НMB=0; Fr3∙l3+Fa3∙dm32-Fr2∙(l2+l3)-RAy∙∙l1+l2+l3=0RAу=Fr3∙0,164+Fa3∙0,0902+Fr2∙0,3420,384=2497НГоризонтальная плоскостьMA=0; Ft3∙l1+l2+Ft2∙l1-RBх∙(l1+l2+l3)=0RBх=Ft3∙0,220+Ft2∙0,0420,384=7503НMВ=0; Ft3∙l3+Ft2∙(l3+l2)-RАх∙(l1+l2+l3)=0RАх=Ft3∙0,164+Ft2∙0,3420,384=6416НСтроим эпюры изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента. Вертикальная плоскостьСечение А M'=0Сечение B M'=0Сечение C M'=Rb3∙0,164= 630Н∙мСечение D M'=Ra2∙0,042=270 Н∙м -733425-374650Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата34Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата34ЛистГоризонтальная плоскость Сечение А M'=0 Сечение C M'= Rb3∙0,164=360Н∙м-696595-382905Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата33Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата33Лист M'= Rb3∙0,164-Fa3∙0,0902=296 Н∙мСечение D M'=0Сечение B M'= Ra3∙0,042=105Н∙м Рисунок 3. Эпюры изгибающих моментов.Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, сечении D.MΣ=M'2+M''2=3602+6302=975Н∙м Определяем эквивалентный момент в этом же сеченииMэкв=6952+682=706 Н∙мОпределяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сеченииd=3Mэкв∙1030,1∙σ-1и=3706∙1030,1∙55=34,8<35ммРанее принятое значение d=35 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.Тихоходный вал:Вертикальная плоскостьMA=0; Fr4∙l1-Fa4∙dm32-RBу∙l1+l2=0RBу=Fr4∙0,050-Fa4∙0,31020,050+0,050=-17657НMB=0; Fr4∙l2+Fa4∙dm32-RAy∙∙l1+l2=0RAу=Fr4∙0,050+Fa4∙0,31020,050+0,050=22341НГоризонтальная плоскостьMA=0; Ft4∙l1-RBх∙(l1+l2)=0RBх=Ft4∙0,0500,050+0,050=6451.5НMВ=0; Ft4∙l2-RАх∙(l1+l2)=0RАх=Ft4∙0,0500,050+0,050=6451.5НСтроим эпюры изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента. Вертикальная плоскостьСечение А M'=0Сечение D M'=0Сечение C M'=Ra3∙0,050=323Н∙мСечение B M'=0-733425-374650Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата36Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата36ЛистГоризонтальная плоскость Сечение А M'=0 Сечение C M'= Ra3∙0,050=883Н∙м M'= Fr3∙0,050-Fa3∙0,3102=-1117 Н∙мСечение D M'=0Сечение B M'=0-654050-403860Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата37Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата37Лист Рисунок 3. Эпюры изгибающих моментов.Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, сечении C.MΣ=M'2+M''2=11172+3232=1163Н∙м Определяем эквивалентный момент в этом же сеченииMэкв=11632+20002=2313Н∙мОпределяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сеченииd=3Mэкв∙1030,1∙σ-1и=32313∙1030,1∙55=74.9<80ммРанее принятое значение d=80 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.3.2 Проверочный расчет валаБыстроходный вал:Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5...2,5.где Sσ — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:где σ-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; σ-1 = 410 МПа принимается по таблице 1 (см. с. 8);kσ— эффективный коэффициент концентрации нормальныхнапряжений;β— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при RА=0,32...2,5 мкм принимают β= 0,97...0,90;εσ — масштабный фактор для нормальных напряжений;(см. табл. 8, с. 32);σа — амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:МПа,где W — момент сопротивления при изгибе, мм3; для валов червяков-685800-372745Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата38Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата38Листψσ — коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψσ = 0,2 для углеродистых сталей, ψσ = 0,25...0,3 для легированных сталей;σm — среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа; если осевая сила Fа на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то σm = 0. Sτ — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:где τ-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле;τ-1 =0,58 σ-1 , τ-1=210 МПа; kτ — эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;β— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при RА=0,32...2,5 мкм принимают β= 0,97...0,90;ετ — масштабный фактор для касательных напряжений; отношение kτ /ετ =0,6 kσ /εσ+0,4=0,6*2,23+ 0,4 = 1,74 (см. табл. 8, с. 32);ψτ — коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψτ = 0,1 для всех сталей;τа и σт — амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа:Мпа,где Wк — момент сопротивления при кручении, мм3; для валов червяков.Подставляя полученные значения, получаем.-685800-421640Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата40Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата40ЛистРасчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении-734695-353695Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата39Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата39Лист.Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.Промежуточный вал:где Sσ — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:σ-1 = 410 МПа принимается по таблице 1 (см. с. 8);β= 0,95;kσ /εσ = 1,44 (см. табл. 8, с. 32);МПа,где W — момент сопротивления при изгибе, мм3;;ψσ = 0,2;σm — среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа; если осевая сила Fа на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то σm = 0;Sτ — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:τ-1=210 МПа;β= 0,95;kτ /ετ =0,6 kσ /εσ+0,4=0,6*1,74 + 0,4 = 1,44 (см. табл. 8, с. 32);ψτ = 0,1 для всех сталей; Мпа,-685800-457200Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаДМ. 3616.00.00.000 ПЗИзмЛист№ докумПодп.Дата50Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаДМ. 3616.00.00.000 ПЗИзмЛист№ докумПодп.Дата50Листгде Wк — момент сопротивления при кручении, мм3; -685800-457200Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата41Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата41Лист.Подставляя полученные значения, получаем,.Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении.Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.Тихоходный вал:Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5...2,5.где Sσ — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:где σ-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; σ-1 = 410 МПа принимается по таблице 1 (см. с. 8);kσ— эффективный коэффициент концентрации нормальныхнапряжений; kσ = 1,60;β— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при RА=0,32...2,5 мкм принимают β= 0,97...0,90;εσ — масштабный фактор для нормальных напряжений; εσ = 0,7 , для d = 55 мм;σа — амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:МПа,где W — момент сопротивления при изгибе, мм3; для сплошного круглого сечения диаметром dДля вала с одним шпоночным пазом:;ψσ — коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψσ = 0,2 для углеродистых сталей, ψσ = 0,25...0,3 для легированных сталей;-685800-457200Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.Дата42Лист00Инв.№ подл.Подп. и датаВзам. инв.№Инв.№ дубл.Подп. и датаИзмЛист№ докумПодп.