- •1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
- •2.2 Проектный расчёт быстроходной передачи
- •2.3 Проектный расчёт тихоходной передачи
- •3.1.2 Проверочный расчёт быстроходной передачи по напряжениям изгиба
- •3.2.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба
- •6.2 Расчёт тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость
- •7 Выбор и расчёт подшипников привода
- •8. Выбор и расчет соединений “вал-ступица”
- •9 Выбор соединительных муфт
- •10 Обоснование и выбор смазочных материалов
- •Заключение
6.2 Расчёт тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость
Условие усталостной выносливости вала согласно [3] выглядит в виде
, (6.12)
где ‑ коэффициент запаса для вала по усталостной выносливости;
‑ допускаемый коэффициент запаса для вала по усталостной выносливости = 1,5.
Коэффициент запаса для вала по усталостной выносливости определяется по формуле
, (6.13)
где ‑ коэффициент запаса для вала по усталостной выносливости по напряжения изгиба;
‑ коэффициент запаса для вала по усталостной выносливости по напряжения кручения.
Коэффициенты запаса для вала по усталостной выносливости по напряжения изгиба и кручения определяются по формулам:
, (6.14)
, (6.15)
где и ‑ пределы усталостной выносливости по напряжениям изгиба и кручения соответственно;
и ‑ амплитуды циклов напряжений изгиба и кручения соответственно;
и ‑ средние напряжения циклов напряжений изгиба и кручения соответственно;
и ‑ коэффициенты, корректирующие влияние средние напряжения циклов напряжений изгиба и кручения на усталостную выносливость;
и ‑ коэффициенты концентрации напряжений.
Пределы усталостной выносливости по напряжениям изгиба и кручения определяются в зависимости от предела прочности материала вала по формулам:
, МПа, (6.16)
, МПа, (6.17)
МПа,
МПа.
Напряжения изгиба изменяется по знакопеременному циклу для которого амплитуда цикла напряжений изгиба равна максимальному значению напряжений изгиба, а среднее напряжение цикла напряжений изгиба равно нулю, т.е:
, , (6.18)
где ‑ максимальное значение напряжений изгиба.
Максимальное значение напряжений изгиба определяется для опасного сечения вала. Опасным сечением вала является сечение, на которое действуют наибольшие изгибающий и крутящий моменты. В нашем случае опасным сечением (согласно рисунку 5.1) будет сечение в опоре В. Для данного сечения напряжения изгиба определяются по формуле:
, (6.19)
где ‑ осевой момент сопротивления опасного сечения.
Для вала круглого сечения осевой момент сопротивления определяется по формуле:
, (6.20)
где ‑ диаметр вала в опасном сечении;
м3.
Тогда :
Па = 101,99 МПа.
Напряжения кручения изменяется по отнулевому циклу для которого амплитуда цикла напряжений кручения равна среднему напряжению цикла напряжений кручения и составляет половину максимального значения напряжений кручения.
, (6.21)
где ‑ максимальное значение напряжений кручения.
Максимальное значение напряжений кручения определяется для опасного сечения вала по формуле:
, (6.22)
где ‑ полярный момент сопротивления опасного сечения.
Для вала круглого сечения полярный момент сопротивления определяется по формуле:
, (6.23)
м3.
Тогда :
Па = 7,81 МПа.
Коэффициенты, корректирующие влияние средние напряжения циклов напряжений изгиба и кручения на усталостную выносливость определяются в зависимости от предела прочности материала вала по формулам:
, (6.24)
, (6.25)
,
.
Коэффициенты концентрации напряжений определяются по формулам:
, (6.25)
, (6.26)
где , ‑ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
, ‑ коэффициенты учитывающие размеры вала;
, ‑ коэффициенты учитывающие качество (шероховатость) поверхности;
‑ коэффициент учитывающий наличие поверхностного упрочнения.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений зависят от вида концентратора напряжений. Для рассматриваемого вала в опасном сечении концентратором напряжений является канавка для выхода шлифовального круга, выполняемая на рассматриваемой шейке вала (рисунок 5.2).
Для канавки для выхода шлифовального круга эффективные коэффициенты концентрации напряжений выбираются в зависимости от предела прочности материала вала и параметров канавки t/r и r/d по таблице 15.1 [3]. В нашем случае при МПа t/r = 2,812 и r/d = 0,03 = 2,96, =1,7.
Коэффициенты, учитывающие размеры вала определяются по формулам:
, (6.27)
, (6.28)
где , ‑ показатель степени, зависящий от предела прочности материала вала.
, (6.29)
. (6.30)
В нашем случае:
,
.
Тогда:
,
.
Коэффициенты учитывающие качество (шероховатость) поверхности определяются по формулам:
при < 1 мкм; (6.31)
при < 1 мкм; (6.32)
; (6.33)
где ‑ шероховатость поверхности рассматриваемой шейки вала.
При шероховатости поверхности вала в опасном сечении больше 1 мкм.
Тогда :
.
Коэффициент учитывающий наличие поверхностного упрочнения выбирается по таблице 15.4, [3]. При отсутствии упрочнения = 1.
Определяем коэффициенты концентрации напряжений по формулам (6.25) и (6.26):
,
.
Определяем коэффициенты запаса для вала по усталостной выносливости по напряжениям изгиба и кручения по формулам (6.14) и (6.15):
,
.
Определяем коэффициент запаса для вала по усталостной выносливости по формуле (6.13):
> [S]=1,5.
Следовательно, усталостная выносливость вала обеспечена.