ID: 49259

Название работы: Привод цепного конвейера

Категория: Курсовая

Предметная область: Производство и промышленные технологии

Описание: Выбираем допустимое контактное напряжение: Скорость скольжения в зацеплении предварительно принимаем равной Берем коэффициенты табл. 67 Находим допустимое напряжение изгиба для нереверсивной работы Так как венец червячного колеса изготовлен из бронзы то где KFLкоэффициент долговечности суммарное число циклов перемен напряжений Определяются основные параметры передачи и сил действующих в зацеплении: Передаточное отношение червячной передачи Червяк четырехзаходный поэтому z1=4 Находим число зубьев червячного колеса ...

Язык: Русский

Дата добавления: 2013-12-24

Размер файла: 975.19 KB

Работу скачали: 2 чел.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Разраб.

Клименко К. Д.

Провер.

Власов В.А.

Реценз.

Н. Контр.

Утверд.

Привод

цепного

конвейера

Лист.

Листов

45

Кафедра ОКМ ТМ–31

Содержание

Введение…………………………….………………………………………………………….....2

1 Кинематический расчёт……………………………………….…………………………….....3

  1.1 Подбор электродвигателя по мощности…………….…………..…………………….….3

  1.2 Определение крутящих моментов и частот вращения …………..…………………...…3

  1.3 Определение крутящих моментов и частот вращения отдельных валов………………4

2 Расчет редуктора……………………………………………………..……………………...…7

  2.1 Расчет червячной передачи………………………………………………………….….....7

1.  Расчет зубчатой передачи……………………………………………………………….…12
2.  Предварительный расчет валов и подбор подшипников...…………………………….…16

  3.1 Входной вал……………………………………………………………………………...…16

  3.2 Промежуточный вал……………………………………………………………….………17

  3.3 Выходной вал…………………………………………………………………..………..…17

4 Выбор муфт…………………………………………………………………….…………...….19

  4.1 Муфта на входной вал редуктора……………………………………………………..….19

  4.2 Муфта на выходной вал редуктора………………………………………………..…..…20

5 Расчет редуктора на теплостойкость………..………………………………………..........…22

6 Конструктивные размеры корпуса редуктора……………………………….……….…..….23

7 Выбор системы смазки и смазочных материалов……………………………………......…25

8 Предварительный подбор шпонок и расчет шпонок…………..………………………...…26

9 Уточненный расчет валов…………………………………………………...……………...…27

  9.1 Уточненный расчет выходного вала……………………………………………….….….27

  9.2 Расчет опасного сечения на выходном валу………………………………………….….30      

10  Уточненный расчёт подшипников……………………………………………………….....34

Заключение…………………………………………………………………………………....….36

Приложение А Библиографический список…………………………………….……...…..…..37

Приложение Б Расчеты на ПК…..……………………………………………………….….…..38

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Введение

«Детали машин» является первым из расчётно-конструкторских курсов, в которых изучают основы проектирования и расчёта машин и механизмов.

Выполнение курсового проекта по деталям машин – первая самостоятельная творческая работа студентов, в ходе которой возникает много трудностей и противоречий.                        

К ним относятся: установление последовательности выполнения работы, правильность конструирования узлов и деталей, выбор материалов и конструкции в целом, выбор системы смазки, выполнение условий сборки.

         В курсовом проекте необходимо спроектировать привод цепного конвейера. Для этого необходимо выбрать и рассчитать на прочность и изгиб основные узлы и детали, также необходимо разработать рабочие чертежи. Целью проекта является разработка наиболее эффективной конструкции привода с экономической и технологической точек зрения. Конструкция привода должна как можно ближе подходить к заданным условиям работы.

   

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

3

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

 1 Кинематический расчет

1.  Подбор электродвигателя по мощности

Вычисляется КПД привода:

, где

КПД муфты ([1]/табл. 1.1);

КПД пары подшипников ([1]/табл. 1.1);

КПД червяной передачи ([1]/табл. 1.1);

КПД цилиндрической прямозубой передачи ([1]/табл. 1.1);

Вычисляется значение частоты вращения на выходе привода([1]/1.6):

;

Вычисляется выходная мощность привода:

;

Вычисляется входная мощность:

;

1.2 Подбор электродвигателя по частоте вращения

Определяется общее передаточное отношение привода:

Принимается:

– передаточное отношение цилиндрической косозубой передачи ([1]/табл. 1.5)

– передаточное отношение червячной передачи ([1]/табл. 1.5)

- общее передаточное отношение

Определяется частота вращения входного вала:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

;

По каталогу выбирается ближайший по частоте вращения электродвигатель.

Необходимые параметры двигателя:

;

Выбирается двигатель 100S4 с параметрами мощности и частоты вращения ([1]/табл.1.2):

;

 

Определяется действительное общее передаточное отношение:

;

Уточняются передаточные отношения отдельных ступеней:

Принимается – передаточное отношение червячной передачи ([1]/табл. 1.5)

Тогда:

;

.

1.3 Определение крутящих моментов и частот вращения отдельных валов

На валу электродвигателя:

;

;

На входном валу редуктора:

;

На втором валу:

;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

;

;

На третьем валу:

;

;

;

На выходном валу (действительные значения):

;

Выполняется проверка погрешности:

;

Погрешность не превышает 4%, поэтому результат считаем удовлетворительным

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

2 Расчет редуктора

2.1 Расчет червячной передачи

Для червяка выбираем материал сталь 45 с закалкой по поверхности не менее HRC 45 и последующей шлифовкой зубьев.

Для венца зубчатого колеса принимаем материал бронзу БрА9Ж3Л с отливкой в песчаную форму.

По ([2]/табл.4.9) выбираем допустимое контактное напряжение:

Скорость скольжения в зацеплении предварительно принимаем равной

Берем коэффициенты:

([2]/табл.4.8)

([2]/стр. 67)

Находим допустимое напряжение изгиба для нереверсивной работы

Так как венец червячного колеса изготовлен из бронзы то , где

 KFL-коэффициент долговечности

- суммарное число циклов перемен напряжений

Определяются основные параметры передачи и сил, действующих в зацеплении:

Передаточное отношение червячной передачи

Червяк четырехзаходный поэтому z1=4

Находим число зубьев  червячного колеса ,

Предварительно коэффициент диаметра червяка принимаем равным ([1]/стр. 103)

Крутящий момент на валу берем из кинематического расчета:

Предварительно принимаем коэффициент нагрузки:

-коэффициент нагрузки

Вычисляется межосевое расстояние:

;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Находится расчетный модуль:

;

Согласно ГОСТ 2144-76 ([2]/табл.4.2) стандартных значений выбираем и  

Пересчитываем межосевое расстояние при стандартных значениях модуля и коэффициента диаметра:

Согласно стандартного ряда принимаем значение ([2]стр. 36) ГОСТ 2185-66

Вычисляются делительные диаметры, диаметры вершин витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса:

;      ;

                

;     ;

   

;     ;

              

Определяется длина нарезанной части шлифованного червяка

Определяется ширина венца:

;

Находим наибольший диаметр червяного колеса ([1]/ табл.5.2)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

9

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Находим окружную скорость червяка:

Угол подъема витка червяка ([2]/табл.4.3):

При и

                

Находим скорость скольжения:

Данной скорости соответствует([2]/табл.4.9)

Находим отклонение:

Уточняется КПД червячного редуктора:

При приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованных витков червяка равен:

  ([1]/табл.5.4)

Приведенный угол трения  ([1]/табл.5.4);

;

Выбираем 7-ю степень точности передачи ([2]/табл.4.7);

Коэффициент долговечности в этом случае равен

Определяются силы, действующие в зацеплении:

Определяется окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

;

Где: делительный диаметр червячного колеса.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

крутящий момент на валу.

Определяется осевая сила на червяке и осевая сила на колесе:

;

Определяется радиальная (распорная) сила:

;

угол профиля в осевом сечении червяка.

 Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость:

Находим коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

При инаходим ([1]/табл.5.8)

Вспомогательный коэффициент ([1]/табл.5.9)

,где

-коэффициент неравномерности распределения

Находим коэффициент нагрузки:

-коэффициент долговечности ([1]/табл.5.10)

-коэффициент неравномерности распределения (величина расчетная)

Проверяем контактное напряжение:

Сравниваем расчтеное напряжение и допустимое контактное напряжение:

-расчетное напряжение

-допустимое напряжение

Результат расчета следует признать удовлетворительным так как расчетное напряжение

() ниже допустимого ()   на 12,5% (допускается до 15%)

Выполняется проверка прочности зуба червячного колеса на изгиб:

Находим эквивалентное число зубьев:

-коэффициент формы зуба ([1]/табл.5.13)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

11

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Находим напряжение изгиба:

Считаем показания удовлетворительными так как напряжения расчетные значительно ниже рассчитанного ранее ;

<<

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

12

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

2.2 Расчет зубчатой передачи.

    По ([2]/табл.3.3) выбираем в качестве материала для шестерни сталь 40ХН с термической обработкой – улучшение и предельной прочностью  с пределом текучести и твердостью НВ = 280 . Диаметр заготовки равен до 150 мм.

Для колеса выбираем сталь 40ХН с термической обработкой – улучшение, и твердостью НВ=250, диаметр заготовки свыше 180,  

Допускаемое контактное напряжение ([1]/2.2)

Для шестерни:

Для колеса:

где:  коэффициент безопасности ([1]/стр.29)

 предел контактной выносливости при базовом числе циклов ([1]табл.2.3)

= 1,6 – коэффициент долговечности ([1]/2.5)

Требуемое условие  ≤ 1.25

Принимаем  = 1.25 ([2]/табл. 3.1),  ([2]/стр.33)

Межосевое расстояние зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей косых зубьев ([2]/3.7):

Принимаем стандартное значение по ГОСТ 2185-66:  ([2]/стр.36)

Нормальный модуль зацепления

Примем по ГОСТ 9563-60  . ([2]/стр.36)

Принимаем предварительно угол наклона зубьев  и определим числа зубьев шестерни и колеса ([1]/3.9):

Уточняем значение угла наклона зубьев

Отсюда

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

13

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

     Основные размеры шестерни и колеса:

делительный диаметр шестерни

 делительный диаметр колеса

Проверка

Диаметры вершин зубьев шестерни

Диаметры вершин зубьев колеса

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

Принимаем 9-ю степень точности ([1]/стр. 54).

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

где – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку  неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца.  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями ([2]/табл. 3.4).  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ([2]/табл. 3.5).  – динамический коэффициент ([2]/табл. 3.6).

      Проверка контактных напряжений ([2]/3.6)

Силы, действующие в зацеплении([1]/табл.3.11):

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

14

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

 окружная

 радиальная

 осевая

 

      Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба ([2]/3.25)

Коэффициент нагрузки

– коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев (коэффициент концентрации нагрузки) по([2]/ табл. 3.7)

– коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности) по ([2]/табл. 3.8)

– коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев  ([2]/см. пояснения к формуле (3.23)):

   

 

Выбираем  (зависит от ).

Для шестерни

Для колеса

По ГОСТ 21354-75 выбираем значения коэффициента  ([2]/стр. 42):

Допускаемое напряжение ([2]/3.24)

([2]/табл. 3.9).

для шестерни

для колеса

Отношения :

 для шестерни

 для колеса

Определяем коэффициенты   и (см. пояснения к формуле ([2]/3.25)):

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

15

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Проверочная точность зуба колеса

Условие прочности выполнено.

3 Предварительный расчет валов и подбор подшипников /4/

3.1 Входной вал

Предварительный расчет валов проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр входного конца вала при расчете на кручение при допускаемом напряжении на кручение МПа определяется по формуле:

Так как входной вал соединен с валом электродвигателя с помощью муфты, то должно выполняться условие соответствия диаметров вала электродвигателя и входного вала редуктора:

;

По таблице для электродвигателя 132S4 выбирается допустимый диаметр  

Определяем диаметр входного вала по формуле:

Выбирается

Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 – 79:

Диаметр вала под подшипник предварительно выбирается:

Основные размеры всех валов представлены в таблице 1.

Из-за достаточно большой протяженности и того что на нем находится червяк, на вал выбирается блок радиально–упорных  шарикоподшипников тяжелой серии 66408

по ГОСТ 831–75, разделенных распорной втулкой.

И ставится радиальный шарикоподшипник средней серии 308 по ГОСТ 8338–75.

Основные параметры всех подшипников представлены в таблице 2.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

16

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

          

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

17

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

           3.2 Промежуточный вал

При допускаемом напряжении на кручениеМПа диаметр вала  определяется по формуле:

Диаметр под подшипники выбирается:

Под ступицу червячного колеса:

Основные параметры вала представлены в таблице 1

Шестерня выполнена за одно целое с валом.

На вал выбирается пара подшипников роликовых конических однорядных повышенной грузоподъемности легкой серии 7209 по ГОСТ 27365–87.

Основные параметры подшипников представлены в таблице 2

          3.3 Выходной вал

На выходном валу при допускаемом напряжении на кручение МПа диаметр выходного вала определяется по формуле:

Принимается диаметр выходного вала равным:

Принимается диаметр под ступицу зубчатого колеса:  

Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 – 79:

Принимается диаметр вала под подшипник равным:

На выходной вал назначается пара подшипников роликовых конических однорядных повышенной грузоподъемности легкой серии 7212 по ГОСТ 27365–87.

Таблица 1 – Основные размеры валов, мм

Название вала	,				Номера подшипников
Входной	30	34	40	-	308, 66408
Промежуточный	50	-	45	50	7209
Выходной	55	58	60	65	7212

Таблица 2 – Основные параметры подшипников

Номер подшипника	Внутренний диаметр d, мм	Внешний диаметр D, мм	Ширина В, мм	Грузоподъемность, кН		ГОСТ
				динамическая С	статическая С0
308	40	90	23	41	22,4	ГОСТ 8338 – 75
66408	40	90	27	72,2	42,3	ГОСТ 831–75
7209	45	85	19	62,7	50	ГОСТ 27365–87
7212	60	110	22	91,3	70	ГОСТ 27365–87

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

18

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

19

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

4 Выбор муфт [4]

4.1 Муфта на входной вал редуктора

На входной вал редуктора выбирается упругая муфта с торообразной неразрезной  оболочкой по ГОСТ 20884-82 ([4]/cтр. 352)

Параметры первой полумуфты:

Крутящий момент .

Частота вращения .

Присоединительный размер муфты на валу электродвигателя: .([3]/П1)

Габаритные размеры полумуфты: и . ([4]/табл. 15.4)

Смещение осей валов: , и ;([4]/табл. 15.4)

радиальное смещение;

угловое смещение;

осевое смещение.

Тип исполнения соединения первый, на отверстие муфты под соединения имеет цилиндрический вид.

Параметры второй полумуфты:

Присоединительный размер полумуфты на входной вал:

Габаритные размеры полумуфты: и ([4]/табл. 15.4)

Крутящий момент

Частота вращения

Тип исполнения соединения первый, на отверстие муфты под соединения имеет цилиндрический вид.

Смещение осей валов: , и ([4]/табл. 15.4)

Находим основные размеры муфты:

, где

-крутящий момент на валу(берется из кинематического расчета)

-допустимое касательное напряжение

Проверяем оболочку на прочность в кольцевом сечении диаметром :

,

где

([4]/cтр. 354)

  ([4]/cтр. 354)

Результат считаем удовлетворительным.

4.2 Муфта на выходной вал редуктора

На выходной вал редуктора выбирается муфта упругая втулочно–пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424–93 ([4]/cтр. 348).

  

Где: 713,8 – крутящий момент на выходном валу

       К =1,3 – коэффициент режима работы([4]/стр.345)

Количество пальцев подбирается согласно таблице ([4]/табл.15.2)

Пальцы располагают так чтобы выполнялось следующее условие:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

20

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

,

где

-количество пальцев в муфте ([4]/табл.15.2)

  ([4]/табл.15.2)-диаметр отверстия под упругий элемент

([4]/табл.15.2)

Расчет удовлетворителен.

Проводится проверка упругого элемента на смятие:

,

где

-крутящий момент

-диаметр пальца([4]/табл.15.2)

-длина упругого элемента ([4]/табл.15.2)

-допустимое напряжение ([4]/стр. 349)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

21

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Расчет удовлетворителен.

Проводится проверка упругого элемента на изгиб:

Пальцы муфты изготавливаются из стали 45.

-допустимое напряжение изгиба

-предел текучести материала пальцев,

-зазор между полумуфтами, принимаем равным

Расчет удовлетворителен.

Частота вращения.

Присоединительный размер муфты: .([4]/табл. 15.2)

Габаритные размеры муфты:   и ([4]/табл. 15.2)

Смещение осей валов: , и ([4]/табл. 15.2)

радиальное смещение;

угловое смещение;

осевое смещение.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

22

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

5 Расчет редуктора на теплостойкость [5]

Для червячной передачи определяется рабочая температура масла и сравнивается

с допускаемой:

,

температура окружающего воздуха, ([5]/стр. 83);

КПД червячной передачи, ;

мощность на валу червяка:

;

коэффициент теплопередачи корпуса, ([5]/стр. 83);

площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, ;

коэффициент, учитывающий теплоотвод в станину, ([5]/стр. 83);

коэффициент, учитывающий уменьшение тепловыделения в единицу времени цикла работы червячной передачи за счет перерывов и снижения нагрузки, ([5]/стр. 83);

допускаемая рабочая температура, ([5]/стр. 83).

Подставляется в формулу:

,

.

Условие выполняется.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

23

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

6 Конструктивные размеры корпуса редуктора

1. Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

Корпус и крышка редуктора изготавливается из серого чугуна. Способ изготовления литье.

=160

2. Толщина нижнего пояса крышки редуктора:

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

4. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

5. Толщина ребер корпуса и крышки редуктора:

6. Диаметр фундаментных болтов:

Принимается М16 по ГОСТ 15589-70

7. Диаметр болтов для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников:

Принимается М12 по ГОСТ 7798–70.

8. Диаметр болтов для крепления крышки редуктора к корпусу:

Принимается М10 по ГОСТ 7798–70.

9. Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к корпусу:

Размер , принимаем

Применяется болт М10 ГОСТ 7798-70

10. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:

Принимается М10 по ГОСТ 7798–70.

11. Диаметр резьбы пробки для слива масла из картера редуктора:

Принимается по ГОСТ 7796–70.

12. Ширина пояса соединения крышки и корпуса редуктора:

13. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора:

14. Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

24

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

15. Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса:

16. Расстояние от оси червяка до дна картера (нижней внутренней стенки корпуса редуктора):

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

25

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

7 Выбор системы смазки и смазочных материалов [3]

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Так как скорость скольжения червяка V=3,4 м/с не превышает 12,5 м/с, следовательно, в данном редукторе наиболее благоприятной будет картерная система смазки. Смазка происходит методом погружения вращающихся деталей в масляную ванну. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса детали.

Для разбрызгивания масла на входной вал ставится крыльчатка. Уровень масла контролируется с помощью маслоуказателя. Пробка в нижней части редуктора предназначена для слива масла. В пробке смотровой крышки предусмотрены отверстия для выхода избытка воздуха из редуктора в атмосферу.

Определяется расчетное значение объема заливаемого масла по формуле:

ширина масляной ванны,

высота масляной ванны,

длина масляной ванны,

Для смазки редуктора используется авиационное масло МС-22 по ГОСТ 20799–75 для гидравлический систем, работающее при температуре 100С.

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

26

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

8 Предварительный подбор шпонок и расчет шпонок

Выбираются призматические шпонки по ГОСТ 23360–78, размеры которых определяются исходя из диаметра вала. Размеры шпонок представлены в таблице 3([2]табл.8.9)

В качестве материала для шпонок выбираем сталь 45, улучшенная до 230НВ. Проверка шпонок проводится на смятие рабочей поверхности. Расчет будет проходить по формуле:

,

где -допустимое напряжение смятия для стали 45 ([2]стр.170)

Определяется прочность шпонки на входном валу под муфтой:

Результат удовлетворителен

Определяется прочность шпонок на выходном валу под муфтой:

Результат удовлетворителен

Определяется прочность шпонки на промежуточном валу под червячным колесом:

Результат удовлетворителен

Определяется прочность шпонки на выходном валу под зубчатым колесом:

Результат удовлетворителен

Таблица 3 – Размеры шпонок

Диаметр вала, мм	Размер сечения, мм		Глубина паза, мм		Длина шпонки l, мм	Крутящий момент на валу,
	ширина b	высота h	вала t1	втулки t2
30	10	8	5	3,3	28	19,71
55	16	10	6	4,3	70	713,8
50	14	9	5,5	3,8	50	156,1
65	18	11	7	4,4	90	735,8

     9 Уточненный расчет валов [6]

     9.1 Уточненный расчет выходного вала

Исходные данные:

- окружная сила на зубчатом колесе ;

- радиальная сила на зубчатом колесе ;

- осевая сила ;

- крутящий момент на валу ;

- сила вызванная неуравновешенностью муфты ;

- делительный диаметр зубчатого колеса

- изгибающий момент

Определим реакции опор:

В вертикальной плоскости

Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях:

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

27

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

В горизонтальной плоскости

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

28

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях:

Строим эпюру крутящих моментов.

Суммарные реакции:

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Эпюры изгибающих и крутящих моментов для выходного вала представлены на рисунке 1.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов для остальных валов представлены в Приложении Б.

Рисунок 1 – Эпюры изгибающих и крутящих моментов для выходного вала

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

29

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

      9.2 Расчет опасного сечения на выходном валу

Из эпюр видно, что опасным является сечение вала под подшипником. Концентрация напряжений в данном сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала в этом сечении В качестве материала для валов выбирается Сталь 45, улучшенная до 230 НВ. Свойства данного материала:

- предел прочности σв = 736 МПа;

- нормальный предел текучести σт = 490 МПа;

- касательный предел текучести τт = 294 МПа;

- нормальный предел выносливости при знакопеременном симметричном цикле = 353 МПа;

- касательный предел выносливости при знакопеременном симметричном цикле  = 216 МПа;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

30

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Цель проверочного расчета валов является определение коэффициента запаса на усталостную прочность S  в опасном сечении вала по формуле([6]/стр. 158):

  Где  и  - коэффициенты запаса на усталость по нормальным и касательным напряжениям; [S] = 1,5 – допускаемый коэффициент запаса на усталостную прочность.

Коэффициенты запаса  и  определяются по формулам:

   где  и - пределы выносливости материала детали соответственно при симметричном изгибе и кручении, МПа;

    и  - коэффициенты концентрации напряжений;

    и  – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к ассиметрии цикла напряжений;

     и  - амплитуды напряжений цикла, МПа;

     и  - средние напряжения цикла, МПа.

Коэффициенты концентрации напряжений  и  определяются по формулам:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

31

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

где   и  - эффективные коэффициенты концентрации напряжений ([6]/табл. 7.13);

 и   – коэффициенты, учитывающие размеры вала (масштабный фактор);

 и   – коэффициенты, учитывающие качества обработки поверхности ([6]/табл. 7.17);

 – коэффициент, учитывающий вид поверхностного упрочнения ([6]/табл. 7.18).

   Масштабный фактор определяется по формуле:

Рассчитываются  коэффициенты концентрации напряжений  и :

Коэффициенты  и  определяются по зависимостям:

Амплитуды напряжений цикла в опасных сечениях определяются по формулам:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

32

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

   - результирующий изгибающий момент в опасном сечении,

   - крутящий момент в опасном сечении,

   и  - соответственно, осевой и полярный моменты сопротивления сечения,

   Средние напряжения цикла равны

    Для определения напряжений осевой  и полярный  момент сопротивления рассчитывают с учетом ослабления сечения вала шпонками, шлицами, отверстиями и т.д.

    Для вала сплошного сечения диаметром d:

  Рассчитываются амплитуды напряжений цикла в опасных сечениях:

  Рассчитываются коэффициенты запаса  и :

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

33

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Рассчитывается коэффициент запаса на усталостную прочность:

Условие выполняется.

Расчеты опасных сечений на остальных валах представлены в приложении Б.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

34

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

10 Уточненный расчёт подшипников

Рассчитываются конические подшипники марки 7212, используемые для крепления выходного вала при условиях:

- радиальная нагрузка на левый подшипник Н;

- радиальная нагрузка на правый подшипник Н;

- осевая сила (в направлении левого подшипника) Н;

- коэффициент безопасности ([7]/табл. 2);

- температурный коэффициент ([7]/стр. 20);

- коэффициент вращения ([7]/стр. 8).

- коэффициент надёжности ([7]/стр. 6);

- коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации ([7]/табл. 1).

Характеристики подшипника 7212:

- внутренний посадочный диаметр d = 60 мм;

- внешний посадочный диаметр D = 110 мм;

- статическая радиальная грузоподъёмность кН;

- динамическая грузоподъёмность кН;

- коэффициент осевого нагружения e = 0,33 ([7]/стр. 22).

Определяются минимальные осевые нагрузкии :

;

коэффициент минимальной осевой нагрузки:

;

Н

Н

Определяются осевые реакции в опорах:

Принимается Н, тогда из условия равновесия

;

Н,

Что больше, чем .

Определяются эквивалентные нагрузки для левого подшипника:

Следовательно, коэффициент радиальной динамической нагрузки Х = 0,56, осевой динамической нагрузки y = 1,3 ([7]/стр. 9). Тогда

Н

Определяются эквивалентные нагрузки для правого подшипника:

Следовательно, Х = 1, y = 0 ([7]/стр. 9). Тогда

Н

Определяется ресурс левого – наиболее нагруженного подшипника:

(млн. об.)

Расчетная долговечность:

     где n = 28 об/мин – частота вращения вала.

Требуемая долговечность L = 367920 часов

Условие выполняется. Найденная долговечность более требуемой. Подшипники 7212 приемлемы.

Расчет остальных подшипников представлен в приложении Б.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

35

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Заключение

При выполнении курсового проекта закрепляются знания по курсу "Детали машин", развивается умение использовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин, приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.

Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения. Наиболее распространенными объектами в курсовом проекте являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике.

В данном проекте был рассмотрен редуктор. Здесь имеются зубчатые колеса, червяк и червячное колесо, валы, подшипники, корпусные детали, уплотнительные устройства и т. д. При проектировании редуктора нашли практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную изгибную прочность, кинематические расчеты, выбор материалов, масел, посадок и т. д.

Таким образом,  курсовое проектирование по "Деталям машин" является важным этапом обучения.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

36

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

 

Приложение А

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

37

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

(справочное)

Библиографический список

1. Власов В. А. «Расчет механических передач и деталей машин с применением компьютерных программ», Вятский государственный университет 2011

2. Чернавский С. А., Ицкович Г. М. «Курсовое проектирование деталей машин», Москва 1987

3. Чернавский С. А., Ицкович Г. М. «Проектирование механических передач», Москва 1984

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Детали машин. Курсовое проектирование», Москва 2003

5. Киркач Н.Ф, Баласанян Р.А  «Расчет и проектирование деталей машин», Москва 1991

6. Удалов А. В. «Расчет механических передач», Вятский государственный университет 2004

7. Власов В. А. «Подбор подшипников качения», Вятский государственный университет 2006

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

38

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Приложение Б

(обязательное)

Расчеты на ПК

Построение эпюр нагрузок для входного вала

Исходные данные: Радиальная сила на колесе Frш=545 Н Окружная сила на колесе Ftш=1500 Н Осевая сила на колесе Faш=636,7 Н Усилие, действующее на валы, со стороны цепи R (ремня Q) =0 Н Крутящий момент T=19,71 Н·м Диаметр колеса D=60 мм Расстояние от подшипника до колеса a=113 мм Расстояние от колеса до подшипника b=128 мм Расстояние от подшипника до звездочки (шкива) c=144 мм	Расчетная схема 3.1:
Расчеты: Силы: Rx1=796,68 Н        Rx2=703,31 Н Ry1=210,2 Н        Ry2=334,79 Н Rs1=823,94 Н        Rs2=778,92 Н Моменты горизонтальная плоскость: Мг1=90,025 Н·м Моменты вертикальная плоскость: Мв1=23,753 Н·мм        Мв2=42,854 Н·м        Мв3=0 Н·м Моменты суммарные: Мs1=93,106 Н·м        Мs2=99,704 Н·м Мs3=0 Н·м Крутящий момент: T=19,71 Н·м

Для расчета подшипников:
На левый подшипник действует сила Rs1=823,94 Н
На правый подшипник действует сила Rs2=778,92 Н
Для расчета опасных сечений:
Крутящий момент T=19,71 Н·м
Изгибающий момент Ms2=99,704 Н·м

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

39

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Расчет опасного сечения входного вала (концентратор - галтель)

Исходные данные:

Крутящий момент в опасном сечении T	19,71 Н·м
Изгибающий момент на выходном валу Мs	99,704 Н·м
Наименьший диаметр вала d	38 мм
Реверсивность вала:	не реверсивный
Наличие технологического упрочнения:	есть

Материал:

Материал:	таблица 1	Сталь 45
Диаметр заготовки d	таблица 1	<=60 мм.
Твердость HB	таблица 1	240…270
Предел прочности σв	таблица 1	785 МПа
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1	таблица 1	383 МПа
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1	таблица 1	226 МПа

Расчет:

Параметр	Формула	Значение
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ψσ	страница 5	0,1
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ	страница 5	0,05
Масштабный фактор εσ	таблица 4	0,88
Масштабный фактор ετ	таблица 4	0,81
Отношение высоты ступицы h к радиусу скругления r, и отношение r к d - диаметру вала	выбор пользователя	1 0.01
Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kσ	таблица 2	1,45
Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kτ	таблица 2	1,3
Коэффициент упрочнения β	таблица 5	1,1
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kσd	Kσd=Kσ/(β·εσ)	1,49
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kτd	Kτd=Kτ/(β·ετ)	1,45
Осевой момент сопротивления W0	W0=π·d3/32	5387,04 мм3
Осевой момент сопротивления Wp	Wp=π·d3/16	10774,09 мм3
Амплитуда номинальных напряжений изгиба σA	σA=σ=Mизг сум·103/(0,1·d3)	18,5 МПа
Амплитуда номинальных напряжений изгиба τA	τA=τ=Tкр·103/(0,4·d3)	1,82 МПа
Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений nσ	nσ=σ-1/(Kσd·σA+ψσ·σm)	13,88
Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений nτ	nτ=τ-1/(Kτd·τA+ψτ·τm)	164,71
Общий коэффициент запаса прочности n		13,83

 

Расчет шарикового радиального подшипника на входном валу

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

40

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Исходные данные:

Наименование	Источник	Величина
Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике Rs1		823,94 Н
Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике Rs2		778,92 Н
Частота вращения n		1410 об/мин-1
Необходимый ресурс работы Lh		12500 ч
Коэффициент вращения V		1
Температурный коэффициент Кт	таблица 12.1.4	1
Коэффициент безопасности Кб	таблица 12.1.3	1,35
Коэффициент надеждности а1	таблица 12.1.1	1
Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3	таблица 12.1.2	0,75

Подшипник:

Тип	308
Внутренний диаметр подшипника d	40 мм
Наружний диаметр подшипника D	90 мм
Ширина подшипника В	23 мм
Динамическая грузоподъемность Cr	41000 Н
Статическая грузоподъемность C0r	22400 Н

Расчеты:

Наименование	Источник	Величина
Эквивалентная нагрузка Pэ	Pэ=V·Rs·Kб·Kт	1112,319
Ресурс работы L	L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ)β	37559,93
Ресурс работы Lh	Lh=106·L/(60·n)	443970,8

Подшипник проходит по ресурсу работы

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

41

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Расчет радиально–упорного  шарикоподшипника на входном валу

Исходные данные:

Наименование	Источник	Величина
Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике Rs1		823,94 Н
Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике Rs2		778,92 Н
Осевая нагрузка Fa		636,7 Н
Частота вращения n		1410 об/мин-1
Необходимый ресурс работы Lh		12500 ч
Коэффициент вращения V		1
Температурный коэффициент Кт	таблица 12.2.6	1
Коэффициент безопасности Кб	таблица 12.2.5	1,35
Коэффициент надеждности а1	таблица 12.2.1	1
Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3	таблица 12.2.2	0,75

Подшипник:

Номер подшипника	66408
Тип подшипника	Шариковый радиально-упорный
Серия подшипника	тяжелая
Внутренний диаметр подшипника d	40 мм
Наружний диаметр подшипника D	110 мм
Ширина подшипника В	27 мм
Показатель степени β	3
Угол контакта α	36°0'0''
Динамическая грузоподъемность Cr	72200 Н
Статическая грузоподъемность C0r	42300000 Н

Расчеты:

Наименование	Источник	Левый подшипник	Правый подшипник
Коэффициент минимальной осевой нагрузки е'	таблица 12.2.3	0,95	0,95
Осевая составляющая радиальной нагрузки S	S=е'·Rs	782,743 H	739,974 H
Эквивалентная осевая сила FA	таблица 12.2.4	782,743 H	782,743 H
Коэффициент минимальной осевой нагрузки е	таблица 12.2.3	0,95
Коэффициент радиальной динамической нагрузки X	таблица 12.2.3	1	0,37
Коэффициент осевой динамической нагрузки Y	таблица 12.2.3	0	0,66
Эквивалентная нагрузка Pэ	Pэ=(X·V·Rs·+Y·FA)·Kб·Kт	1112,32 H	1653,79 H
Ресурс работы L	L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ)β	205108,48	62406,77
Ресурс работы Lh	Lh=106·L/(60·n)	2424450,12	737668,68

Подшипник проходит по ресурсу работы

Построение эпюр нагрузок для промежуточного вала

Исходные данные: Радиальная сила на шестерне Frш=2143,7 Н Окружная сила на шестерне Ftш=5890 Н Осевая сила на шестерне Faш=1251,9 Н Радиальная сила на колесе Frк=545 Н Окружная сила на колесе Ftк=1500 Н Осевая сила на колесе Faк=636,7 Н Крутящий момент Tкр=156,1 Н·м Диаметр шестерни d=53 мм Диаметр колеса D=200 мм Расстояние от подшипника до колеса a=107 мм Расстояние от колеса до шестерни b=106 мм Расстояние от шестерни до подшипника c=81 мм

Расчетная схема 1.4:

Расчеты: Силы: Rx1=250,62 Н        Rx2=-894,33 Н Ry1=-1492,68 Н        Ry2=-3852,33 Н Rs1=1513,57 Н        Rs2=3954,77 Н Моменты горизонтальная плоскость: Мг1=26,816 Н·м        Мг2=-105,618 Н·м        Мг3=-72,443 Н·м Моменты вертикальная плоскость: Мв1=-159,717 Н·м        Мв2=-96,047 Н·м Мв3=-312,041 Н·м Моменты суммарные: Мs1=161,952 Н·м        Мs2=99,72 Н·м Мs3=329,431 Н·м        Мs4=320,34 Н·м Крутящий момент: Tкр=156,1 Н·м

Для расчета подшипников:
На левый подшипник действует сила Rs1=1513,57 Н
На правый подшипник действует сила Rs2=3954,77 Н
Для расчета опасных сечений:
Крутящий момент Tкр=156,1 Н·м
Изгибающий момент Ms3=329,431 Н·м

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

42

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Расчет опасного сечения промежуточного вала (концентратор - шпонка)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

43

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Исходные данные:

Крутящий момент в опасном сечении T	165,1 Н·м
Изгибающий момент на выходном валу Мs	329,431 Н·м
Наименьший диаметр вала D	50 мм
Реверсивность вала:	не реверсивный
Наличие технологического упрочнения:	есть
Паз выполнен фрезой:	дисковой

Материал:

Материал:	таблица 1	Сталь 45
Диаметр заготовки d	таблица 1	<=60 мм.
Твердость HB	таблица 1	240…270
Предел прочности σв	таблица 1	785 МПа
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1	таблица 1	383 МПа
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1	таблица 1	226 МПа

Расчет:

Параметр	Формула	Значение
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ψσ	страница 5	0,1
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ	страница 5	0,05
Масштабный фактор εσ	таблица 4	0,81
Масштабный фактор ετ	таблица 4	0,76
Ширина шпонки b	таблицы ГОСТ-а	14 мм
Глубина паза в валу t1	таблицы ГОСТ-а	5,5 мм
Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kσ	таблица 2	1,62
Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kτ	таблица 2	1,88
Коэффициент упрочнения β	таблица 5	1,1
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kσd	Kσd=Kσ/(β·εσ)	1,81
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kτd	Kτd=Kτ/(β·ετ)	2,24
Осевой момент сопротивления W0		10975,2 мм3
Осевой момент сопротивления Wp		23475,2 мм3
Амплитуда номинальных напряжений изгиба σA	σA=σ=Mиз сум·103/W0	30,01 МПа
Амплитуда номинальных напряжений изгиба τA	τA=τm=Tкр·103/(Wр·2)	7,03 МПа
Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений nσ	nσ=σ-1/(Kσd·σA+ψσ·σm)	7,04
Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений nτ	nτ=τ-1/(Kτd·τA+ψτ·τm)	28,06
Общий коэффициент запаса прочности n		6,82

Расчет роликового конического однорядного

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

44

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

подшипника на промежуточном валу

Исходные данные:

Наименование	Источник	Величина
Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике Rs1		1513,57 Н
Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике Rs2		3954,77 Н
Осевая нагрузка Fa		1500 Н
Частота вращения n		141 об/мин-1
Необходимый ресурс работы Lh		12500 ч
Коэффициент вращения V		1
Температурный коэффициент Кт	таблица 12.2.6	1
Коэффициент безопасности Кб	таблица 12.2.5	1,35
Коэффициент надеждности а1	таблица 12.2.1	1
Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3	таблица 12.2.2	0,75

Подшипник:

Номер подшипника	7209A
Тип подшипника	Конический
Серия подшипника	легкая
Внутренний диаметр подшипника d	45 мм
Наружний диаметр подшипника D	85 мм
Монтажная высота Т	20,75 мм
Показатель степени β	3,33
Угол контакта α	15°6'34''
Динамическая грузоподъемность Cr	62700 Н
Статическая грузоподъемность C0r	50000000 Н

Расчеты:

Наименование	Источник	Левый подшипник	Правый подшипник
Коэффициент минимальной осевой нагрузки е'	таблица 12.2.3	0,336	0,336
Осевая составляющая радиальной нагрузки S	S=е'·Rs	508,55952 H	1328,80272 H
Эквивалентная осевая сила FA	таблица 12.2.4	508,55952 H	508,55952 H
Коэффициент минимальной осевой нагрузки е	таблица 12.2.3	0,405
Коэффициент радиальной динамической нагрузки X	таблица 12.2.3	1	0,4
Коэффициент осевой динамической нагрузки Y	таблица 12.2.3	0	1,482
Эквивалентная нагрузка Pэ	Pэ=(X·V·Rs·+Y·FA)·Kб·Kт	2043,32 H	6154,1 H
Ресурс работы L	L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ)β	67072,11	1706,25
Ресурс работы Lh	Lh=106·L/(60·n)	7928145,39	201684,4

Подшипник проходит по ресурсу работы

Расчет опасного сечения выходного вала (шпонка под ступицей)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

45

ТПЖА ХХХ.ХХХ.028.01 ПЗ

Исходные данные:

Крутящий момент в опасном сечении T	735,8 Н·м
Изгибающий момент на выходном валу Мs	291,01 Н·м
Наименьший диаметр вала D	65 мм
Реверсивность вала:	не реверсивный
Наличие технологического упрочнения:	есть
Паз выполнен фрезой:	дисковой

Материал:

Материал:	таблица 1	Сталь 45
Диаметр заготовки d	таблица 1	<=60 мм.
Твердость HB	таблица 1	240…270
Предел прочности σв	таблица 1	785 МПа
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1	таблица 1	383 МПа
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1	таблица 1	226 МПа

Расчет:

Параметр	Формула	Значение
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ψσ	страница 5	0,1
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ	страница 5	0,05
Масштабный фактор εσ	таблица 4	0,78
Масштабный фактор ετ	таблица 4	0,74
Ширина шпонки b	таблицы ГОСТ-а	18 мм
Глубина паза в валу t1	таблицы ГОСТ-а	7 мм
Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kσ	таблица 2	1,62
Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kτ	таблица 2	1,88
Коэффициент упрочнения β	таблица 5	1,1
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kσd	Kσd=Kσ/(β·εσ)	1,88
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kτd	Kτd=Kτ/(β·ετ)	2,3
Осевой момент сопротивления W0		24202 мм3
Осевой момент сопротивления Wp		51664,5 мм3
Амплитуда номинальных напряжений изгиба σA	σA=σ=Mиз сум·103/W0	12,02 МПа
Амплитуда номинальных напряжений изгиба τA	τA=τm=Tкр·103/(Wр·2)	14,24 МПа
Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений nσ	nσ=σ-1/(Kσd·σA+ψσ·σm)	16,94
Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений nτ	nτ=τ-1/(Kτd·τA+ψτ·τm)	13,5
Общий коэффициент запаса прочности n		10,55