5.13 В качестве второго опасного сечения выбираем переход вала от одного диаметра к другому с галтелью в месте установки шкива ременной передачи

Рисунок 5.6 – Эскиз опасного сечения.

Исходные данные для проверочного расчета вала:

Т₁ = 56 Нм – вращающий момент на валу,

=20 мм - диаметр конца вала под шкив,

=25 мм - диаметр под подшипники,

Н×м – суммарный изгибающий момент в опасном сечении,

r = 1,6 мм – радиус галтели.

Общий коэффициент запаса прочности:

(5.33)

где – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

– коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

[n]- требуемый коэффициент запаса прочности, [n]=1,5…2,5.

; (5.34)

; (5.35)

где – предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа; для легированной стали , ;

– предел выносливости на кручение, МПа, , ;

– эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; , (по таблице 1.16 [4]);

– масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений; (по таблице 1.16 [4]);

– средние напряжения циклов при изгибе и кручении, МПа,

– амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений, МПа,

МПа,

, (5.36)

МПа,

; (5.37)

– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений; По таблице 1.8[3] , .

;

;

.

. Условие прочности выполнено, так как .

5.14 В качестве третьего опасного сечения выбираем переход вала от одного диаметра к другому с галтелью в месте установки шкива, так как суммарный изгибающий момент в этом сечении максимален.

Рисунок 5.7 – Эскиз опасного сечения.

Исходные данные для проверочного расчета вала:

Т₁ = 56 Нм – вращающий момент на валу,

=28 мм - диаметр вала ,

Н×м – суммарный изгибающий момент в опасном сечении,

r = 1,6 мм – радиус галтели.

Общий коэффициент запаса прочности:

; (5.38)

где – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

– коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

[n]- требуемый коэффициент запаса прочности, [n]=1,5…2,5.

; (5.39)

; (5.40)

где – предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа; для легированной стали , ;

– предел выносливости на кручение, МПа, , ;

– эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; , (по таблице 1.16 [4]);

– масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений; (по таблице 1.16 [4]);

– средние напряжения циклов при изгибе и кручении, МПа,

– амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений, МПа,

МПа,

, (5.41)

МПа,

; (5.42)

– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений; По таблице 1.8[3] , .

;

.

. Условие прочности выполнено, так как .

6 Проектный расчет тихоходного вала редуктора

Рисунок 6.1 - Эскизная компоновка редуктора

Исходные данные для расчета вала:

Т₂ = 4560 Н×м;

F_t2 = 4028 H;

F_r2 = 1477 H;

F_a2 = 1450 H;

d₂ = 242,5 мм;

d_a2 = 246,5 мм;

d_f2 = 237,5 мм;

b₁ = 674 мм ;

В = 82 мм,

где T₁₂ - вращающий момент на валу

F_t2 - окружные силы, действующие в зацеплении;

F_r2 - радиальные силы, действующие в зацеплении;

d₂ – диаметр делительной окружности зубчатого колеса;

b₂ – ширина зубчатого венца зубчатого колеса;

Для изготовления вала выберем сталь 40Х диаметром заготовки до 120 мм.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.