Курсовая работа: Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент в середине червяка М₂ = 389879 Н·мм;

- диаметр впадин червяка d_{М I} = 56 мм.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под шестерней (концентратор напряжения – резьба)

где S_s – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

k_σ / (ε_σ ∙β) = 1,05 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

s_V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз

мм³

ψ_σ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

s_m – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)

S_t – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

k_τ / (ε_τ ∙β) = 1,07 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

t_V – амплитуда цикла напряжений при кручения

W_КР – момент сопротивления кручению сечения вала

W_КР = 2 ∙ W = 2 ∙ 172141 = 34482 мм³

ψ_τ = 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τ_m = t_V = 0,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 10 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал II – сечение под зубчатой шестерней (рисунок 4)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент под зубчатой шестерней М₂ = 566297 Н·мм;

- диаметр вала под зубчатой шестерней d_MII = 60 мм;