Привод цепного конвейера

Вертикальная плоскость YOZ:

сечение A: :

сечение C: ;

сечение K:

;

сечение D: ;

сечение B: ;

сечение E: .

Горизонтальная плоскость XOZ:

сечение A: ;

сечение C: ;

сечение К:

;

сечение D: ;

сечение B: ;

сечение E: .

Нагружение от муфты:

сечение A: ;

сечение B: ;

сечение E: .

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входных участков от сечения С и D до сечения Е (см. эпюру крутящего момента ). При этом .

Рисунок 6.3

8.3 Расчёт валов редуктора на сопротивление усталости и статическую прочность

8.3.1 Быстроходный вал

Материал червяка - сталь 40Х, закалка ТВЧ до твердости с последующим шлифованием и полированием витков. Тип червяка - эвольвентный (Z1). диаметр заготовки . Из табл. 9.1.для стали 40Х при диаметре заготовки не более 120мм и твердости не ниже 270НВ выписываем: , , , .

Анализ конструкции вала, а также эпюр изгибающих и крутящего моментов показывает что предположительно опасным сечением является сечение D.

Расчет сечения D на сопротивление усталости. Концентратор напряжений

в сечении D - ступенчатый переход от диаметра к диаметру с радиусом

Определим отношения для концентратора напряжений.

Определим отношения: ; . По табл. 9.3 при , и . По табл. 9.6 линейным интерполированием для (сталь легированная) коэффициент (при изгибе и кручении). Тогда для данного концентратора напряжений:

; .

Поверхность не шлифуется и коэффициент .

Поверхность вала дополнительно упрочняется закалкой ТВЧ. Тогда коэффициент.

Суммарные коэффициенты :

;

;

Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении D:

Крутящий момент в данном сечении .

Для круглого сплошного сечения D диаметром в соответствии с табл. 9.2:

Осевой момент сопротивления сечения:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда напряжений цикла:

Среднее напряжение цикла: ; .

Коэффициенты :

;

.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

.

Коэффициент запаса прочности по усталости в сечении D:

Расчет сечения D на статическую прочность. Коэффициент перегрузки.

Эквивалентное напряжение:

Предельное допускаемое напряжение:

.

Статическая прочность вала в сечении D обеспечивается, так как .

8.3.2 Промежуточный вал

Промежуточный вал представляет - собой вал-шестерню, т.к. заодно с валом выполнена цилиндрическая шестерня тихоходной косозубой передачи. Поэтому материал промежуточного вала будет тот же, что и для шестерни: сталь 40Х, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности 45...50 НRСэ, диаметр заготовки . Из табл. 9.1 для стали 40Х при диаметре заготовки не более 120 мм и твердости не ниже 270 НВ выписываем: , , , .

Анализ конструкции промежуточного вала и эпюр изгибающих , и крутящего моментов показывает, что предположительно опасными сечениями являются сечения D и E.

Расчет сечения D на сопротивление усталости. Диаметр вала в этом сечении . Концентраторы напряжений в сечении D - посадка с натягом ступицы червячного колеса на вал, а также шпоночный паз. Рядом с опасным сечением D находится третий концентратор напряжений - ступенчатый переход с канавкой для выхода шлифовального круга,

Для каждого из концентраторов напряжений определим отношения и .

Концентратор напряжений - посадка на вал с натягом ступицы червячного колеса. По табл. 9.5 при для диаметра вала и посадки I линейным интерполированием и .

Концентратор напряжений - шпоночный паз. По табл. 9.4 при для валов со шпонками и . По табл. 9.6 при (сталь легированная) линейным интерполированием коэффициент (при изгибе и кручении). Тогда и .

Концентратор напряжений - ступенчатый переход с канавкой для выхода шлифовального круги Для ступенчатого перехода от ступени вала диаметром

к ступени диаметром при радиусе канавки для выхода шлифовального круга определим отношения: , . По табл. 9.3 при коэффициенты и . По табл. 9.6 для легированной стали при изгибе и кручении для (сталь легированная) линейным интерполированием коэффициент . Тогда отношения: и .

Таким образом, из трёх концентраторов напряжений в качестве расчётного принимаем посадку на вал с натягом ступицы конического колеса, так как для данного концентратора напряжений получены наибольшие отношения и .

Посадочная поверхность вала дополнительно не упрочняется и коэффициент

.

Суммарные коэффициенты :

;

.

Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении D:



Крутящий момент в данном сечении .

Для круглого сплошного сечения D диаметром в соответствии с табл. 9.2:

Осевой момент сопротивления сечения:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда напряжений цикла:

Среднее напряжение цикла:

; .

Коэффициенты :

;

.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

.

Коэффициент запаса прочности по усталости в сечении D:

Сопротивление усталости вала в сечении D обеспечивается.

Расчет сечения Е на сопротивление усталости. Диаметр вала в этом сечении . Концентраторы напряжений в сечении E - посадка с натягом ступицы червячного колеса на вал, а также шпоночный паз. Рядом с опасным сечением E находится третий концентратор напряжений - ступенчатый переход с канавкой для выхода шлифовального круга,

Для каждого из концентраторов напряжений определим отношения и .

Концентратор напряжений - посадка на вал с натягом ступицы цилиндрической шестерни. По табл. 9.5 при для диаметра вала и посадки I линейным интерполированием и .

Концентратор напряжений - шпоночный паз. По табл. 9.4 при для валов со шпонками и . По табл. 9.6 при (сталь легированная) линейным интерполированием коэффициент (при изгибе и кручении). Тогда и .

Концентратор напряжений - ступенчатый переход с канавкой для выхода шлифовального круги Для ступенчатого перехода от ступени вала диаметром к ступени диаметром при радиусе канавки для выхода шлифовального круга определим отношения: , . По табл. 9.3 при коэффициенты и . По табл. 9.6 для легированной стали при изгибе и кручении для (сталь легированная) линейным интерполированием коэффициент . Тогда отношения: и .

Таким образом, из трёх концентраторов напряжений в качестве расчётного принимаем посадку на вал с натягом ступицы конического колеса, так как для данного концентратора напряжений получены наибольшие отношения и .

Посадочная поверхность вала дополнительно не упрочняется и коэффициент

.

Суммарные коэффициенты :

;

.

Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении D:



Крутящий момент в данном сечении .

Для круглого сплошного сечения D диаметром в соответствии с табл. 9.2:

Осевой момент сопротивления сечения:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда напряжений цикла:

Среднее напряжение цикла: ; .

Коэффициенты :

;

.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

.

Коэффициент запаса прочности по усталости в сечении D:

Сопротивление усталости вала в сечении Е обеспечивается.

Расчет сечения D и E на статическую прочность. Коэффициент

перегрузки .

Эквивалентное напряжение:

Для сечения D:

Для сечения E:

Предельное допускаемое напряжение: .

Статическая прочность вала в сечении D и E обеспечивается, так как .

8.3.3 Тихоходный вал

В качестве материала тихоходного вала принимаем сталь 45: диаметр заготовки . Из табл. 9.1 для стали 45 при диаметре заготовки не более 120 мм и твердости не ниже 240 НВ выписываем: , , , .

Анализ конструкции тихоходного вала и эпюр изгибающих , и крутящего моментов показывает, что предположительно опасными сечениями являются сечения K и D.

Расчет сечения K на сопротивление усталости. Диаметр вала в этом сечении . Концентратор напряжений в сечении K - ступенчатый переход от диаметра к диметру . Определим отношения и .

Для данного ступенчатого перехода при радиусе канавки для выхода шлифовального круга определим отношения: , . По табл. 9.3 при коэффициенты и . По табл. 9.6 для легированной стали при изгибе и кручении для (сталь легированная) линейным интерполированием коэффициент . Тогда отношения: и .

Посадочная поверхность вала дополнительно не упрочняется и коэффициент .

Суммарные коэффициенты :

;

Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении К:

Крутящий момент в данном сечении .

Для круглого сплошного сечения К диаметром в соответствии с табл. 9.2:

Осевой момент сопротивления сечения:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда напряжений цикла:



Среднее напряжение цикла: ; .

Коэффициенты :

;

.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

.

Коэффициент запаса прочности по усталости в сечении К:

Сопротивление усталости вала в сечении К обеспечивается.

Расчет сечения D на сопротивление усталости. Диаметр вала в этом сечении . Концентраторы напряжений в сечении D - посадка с натягом ступицы червячного колеса на вал, а также шпоночный паз. Рядом с опасным сечением D находится третий концентратор напряжений - ступенчатый переход с канавкой для выхода шлифовального круга,

Для каждого из концентраторов напряжений определим отношения и .

Концентратор напряжений - посадка на вал с натягом ступицы колеса. По табл. 9.5 при для диаметра вала и посадки I линейным интерполированием и .

Концентратор напряжений - шпоночный паз. По табл. 9.4 при для валов со шпонками и . По табл. 9.6 при (сталь легированная) линейным интерполированием коэффициент (при изгибе и кручении). Тогда и .

Концентратор напряжений - ступенчатый переход с канавкой для выхода шлифовального круги Для ступенчатого перехода от ступени вала диаметром к ступени диаметром при радиусе канавки для выхода шлифовального круга определим отношения: , . По табл. 9.3 при коэффициенты и . По табл. 9.6 для легированной стали при изгибе и кручении для (сталь легированная) линейным интерполированием коэффициент . Тогда отношения: и .

Таким образом, из трёх концентраторов напряжений в качестве расчётного принимаем посадку на вал с натягом ступицы конического колеса, так как для данного концентратора напряжений получены наибольшие отношения и .

Посадочная поверхность вала дополнительно не упрочняется и коэффициент .

Суммарные коэффициенты :

;

.

Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении D:

Крутящий момент в данном сечении .

Для круглого сплошного сечения D диаметром в соответствии с табл. 9.2:

Осевой момент сопротивления сечения:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда напряжений цикла:



Среднее напряжение цикла:

; .

Коэффициенты :

;

.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

.

Коэффициент запаса прочности по усталости в сечении D:

Сопротивление усталости вала в сечении D обеспечивается.

Расчет сечения K и D на статическую прочность. Коэффициент перегрузки .

Эквивалентное напряжение:

Для сечения K:



Для сечения D:

Предельное допускаемое напряжение: .

Статическая прочность вала в сечении K и D обеспечивается, так как .

9. Проверочный расчёт предварительно выбранных подшипников качения и выбор для них посадок

9.1 Быстроходный вал

Для быстроходного вала предварительно был выбран конический однорядный

роликоподшипник средней серии 7308, для которого по табл. 2П.15 приложения 2П: ; ; ; ; ; ; .

На опоры вала действуют силы: радиальные реакции опор и ; внешняя осевая сила. Определяя осевые нагрузки на опоры имеем: ; ; ;

Отношение , так как для фиксирующей опоры получилось предыдущее соотношение, то принимаем для комплекта подшипников, как для двухрядного подшипника: значения угла ; коэффициенты , .

Эквивалентные динамические нагрузки по формуле (10.4) при и : ,

По условию (10.2) проверяем подшипник опоры 1, приняв (по табл. 10.1) и (табл. 10.2) :

.

Предварительно принятый роликоподшипник средней серии 7308 подходит, так как расчётный ресурс подшипника больше требуемого .

Проверяем пригодность предварительно назначенного радиального, шарикоподшипника легкой серии 80208.

Эквивалентные динамические нагрузки по формуле (10.4) при и :

,

Определяем ресурс подшипника, приняв (по табл. 10.1) и (табл. 10.2):

.

Предварительно принятый шарикоподшипник легкой серии 80208 подходит, так как расчётный ресурс подшипника больше требуемого .

9.2 Промежуточный вал

При проектном расчете промежуточного вала предварительно было намечено

использование в качестве его опор роликового конического однорядного подшипника средней серии 7308 со следующими данными (см. табл. 2П.15 приложения 2П): ; ; ; ; ; ; .

Схема установки подшипников - враснор (схема 1). По табл. 4.2 для данной схемы установки при расстояние между подшипниками должно быть не более . Для промежуточного вала расстояние между подшипниками составляет , что меньше .

На опоры вала действуют силы: радиальные реакции опор и , осевая сила на червячном колесе , осевая сила на шестерне косозубой цилиндрической передачи не учитывается, так как установлена шевронная передача.

Сила , направлена в данном случае в сторону правой опоры А.

Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала к виду, представленному на рис. 1, б табл. 10.4 (с учетом направления силы ). Получим: , , .

Определяем осевые составляющие от действия радиальных нагрузок:

;

.

Так как и , то в соответствии с табл. 10,4 находим осевые силы, нагружающие подшипники:

; .

Отношение и для опоры 1 имеем (см. табл. ,.

Отношение и для опоры 2: ,. динамические нагрузки по формуле (10.4) при и :

,

.

По условию (10.2) проверяем более нагруженный подшипник опоры 2, приняв (по табл. 10.1) и (табл. 10.2):

.

Предварительно принятый роликоподшипник средней серии 7308 подходит, так как расчётный ресурс подшипника больше требуемого .

9.3 Тихоходный вал

При проектном расчете тихоходного вала предварительно было намечено

использование в качестве его опор роликового радиального подшипника с короткими цилиндрическими роликами (тип 12000) средней серия 12314 со следующими данными (см. табл. 2П.14 приложения 2П): ; ;; ; ; .

Схема установки подшипников - плавающий вал (схема 4). По табл. 4.2 для данной схемы установки при расстояние между подшипниками должно быть не более . Для промежуточного вала расстояние между подшипниками составляет , что меньше .

На опоры вала действуют силы: радиальные реакции опор и

, осевая сила на колесе косозубой цилиндрической передачи не учитывается, так как установлена шевронная передача.

Имеем: , .

Определяем осевые составляющие от действия радиальных нагрузок:

;

.

динамические нагрузки по формуле (10.4) при и :

,

.

По условию (10.2) проверяем более нагруженный подшипник опоры 2, приняв (по табл. 10.1) и (табл. 10.2):

.

Предварительно принятый роликоподшипник средней серия 12314 подходит, так как расчётный ресурс подшипника больше требуемого .

Выбор посадок подшипников качения для валов редуктора

В проектируемом редукторе внутренние кольца конических роликоподшипников имеют циркуляционное нагружение, наружные-местное. При этом отношение составляет: для быстроходного (входного) вала ; для промежуточного вала и для тихоходного (выходного) вала .

По табл. 10.6 при циркуляционном нагружении внутреннего кольца подшипника выбираем поля допусков быстроходного вала n6, промежуточного и тихоходного валов- k6.

По табл. 10.7 поля допусков отверстий корпуса редуктора Н7 (для местного нагружения).

10. Проектирование приводного вала как сборочной единицы

а) частота вращения приводного вала ;

б) вращающий момент на приводном валу ;

в) число зубьев звёздочки для тяговой пластинчатой цепи ;

г) характеристика тяговой пластинчатой цепи по ГОСТ 588-81: тип 2 - роликовая, исполнение 2 - разборная со сплошными валиками (индекс М), шаг :

д)конструктивные особенности: на валу установлена одна звёздочка для тяговой пластинчатой цепи; приводной вал конвейера соединён с выходным валом редуктора посредством горизонтально расположенной цепной передачи;

е) расчётный срок службы;

ж) кратковременная перегрузка ;

з) номер типового режима нагружения - 2.

10.1 Предварительная разработка конструкции приводного вала

Диаметр конца вала под ведомой звёздочкой цепной передачи из расчёта на кручение:

По табл. 2П.1 приложения 2П размеры конца вала: ,(табл. 2П. 1 размеры конца вала обозначены d и l).

Диаметр вала под пружинным кольцом , под подшипником , что соответствует размерам от внутренних колец подшипников.

Исходя из посадочного диаметра по табл. 2П.12 приложения выбираем шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник серии 1216, имеющий следующие данные: ; ; ; ;; .

Следующая ступень вала диаметром выполняет роль буртика (заплечика) для подшипника. По табл. 2П.17 приложения 2П диаметр этого . Учитывая, что на данной ступени вала устанавливается крышка подшипника с манжетой, по табл. 2П. 10 приложения 2П согласовываем размер с размером манжет и окончательно принимаем . В крышке подшипника будет установлена манжета 1-90х120 ГОСТ 8752-79. Слева данный подшипник также будет закрыт крышкой с манжетой такого же типоразмера.

Диаметр пятой ступени вала

Для диаметра отверстия в ступице тяговой звёздочки по табл. 2П.З приложения 2П назначаем размер фаски .

Шестая ступень вала диаметром выполняет, роль буртика для ступицы тяговой звёздочки. Тогда

Принимаем .

Учитывая, что подшипник правой опоры должен быть такого же типоразмера, как и левой, принимаем. Соответственно .

Канавки для выхода шлифованного круга на переходных участках между ступенями выполняем одного размера (по табл. 2П 4 приложения 2П ширина канавки ).

Размеры привертных подшипниковых крышек принимаем по табл. ЗП.19 приложения ЗП: толщина крышки ; диаметр болта М10, число болтов - 6 (одним болтом стягиваем одновременно обе крышки); диаметр фланца крышки , принимаем ; толщина фланца для исполнения 2 , принимаем (; размер канавки ; толщина . ширина и размер фаски для .

Принимая во внимание ширину подшипника , зазор между крышкой и подшипником 4 мм, а также размеры привертной крышки длина болта для крепления обеих крышек . Обозначение болта: Болт М10-6gх120.58.05 ГОСТ 7808-70.

10.2 Выбор тяговой пластинчатой цепи по ГОСТ 588-81 и определение расчётного усилия S

Делительный диаметр тяговой звёздочки

Запишем систему уравнений (11.8) для цепного конвейера:

При вращающем моменте на приводном валу и получим: ; .

По формуле (11.1) для одной тяговой пластинчатой цепи расчётная разрушающая нагрузка

,

где - коэффициент запаса прочности тяговой пластинчатой цепи в предположении, что конвейер будет иметь наклонные участки.

По табл. 11.1 выбираем цепь М80 с разрушающей нагрузкой что больше . Для цепи М80 предусмотрены шаги t в диапазон; 80...315мм. Заданный шаг находится в рекомендуемом диапазоне.

Выбранная тяговая пластинчатая цепь М80 типа 2 (роликовая) с шагом исполнения 2 (разборная со сплошными валиками) имеет условное обозначение: Цепь М80-2-160-2 ГОСТ 588-8).

Расчётное усилие S доя приводного вала:

.

10.3 Определение основных размеров звёздочки для тяговой пластинчатой цепи

Основные размеры тяговой звёздочки определяем по ГОСТ 592-81 (см. табл. 11.2).

Диаметр элемента зацепления для тяговой пластинчатой цепи М80 типа 2 исполнения 2 но табл. 11.1: .

Геометрическая характеристика зацепления

Диаметр делительной окружности (см.п. 2).

Коэффициент числа зубьев: .

Диаметр наружной окружности:

,

где при .

Диаметр окружности впадин:,

Смещение центров дуг впадин е: ; .

Радиус впадины зубьев:.

Половина угла заострения зуба .

Угол впадины зуба при .

Расстояние между внутренними пластинами и ширина пластины (табл. 11.1).

Ширина зуба звёздочки для цепи типа 2:

;

принимаем .

Ширина вершины зуба для цепи типа 2: .

Наружный диаметр ступицы .

Длина ступицы . Размер может быть учтён после проверочного расчёта шпоночного соединения.

10.4 Проверочный расчёт шпоночных соединений

Шпоночное соединение предусмотрено для тяговой звёздочки и муфты.

По табл. 2П.9 приложения 2П определяем размеры призматических шпонок по ГОСТ 23360-78:

а) для тяговой звёздочки: ; ; ; исполнение шпонки - 1; при длине ступицы тяговой звёздочки полная длина шпонки ; рабочая длина шпонки ;

б) для муфты; ; размеры шпонки; для ; ; ; исполнение шпонки - 1: полная длина шпонки ; рабочая длина шпонки ; форма конца вала- цилиндрическая.

Так как приводной вал на длине от муфты до тяговой звёздочки нагружен одинаковыми крутящим моментом , то проверяем на смятие шпонку с меньшими размерами т.е. шпоночное соединение муфты. Тогда для переходной посадки Н7/k6 при стальной ступице (см. п. 8.1 главы 8). Расчётное напряжение смятия при и :

что не превышает .

Принимая во внимание, что полученное напряжение смятия оказалось довольно большим, следует проверить шпоночное соединение тяговой звёздочки ввиду меньшей величины рабочей длины шпонки.



что меньше для посадки с натягом Н7/г6.

10.5 Определение радиальных реакций опор вала и построение эпюр моментов

Линейные размеры: ; .

Cила S нагружает приводной вал только в горизонтальной плоскости Х0Z (расчётная схема вала приведена на рис. 10.1).

Тогда радиальные реакции опор:

; ;

;

; ;

Проверка: - реакции найдены правильно.

Реакции от консольной силы, создаваемой муфтой, находим отдельно для расчётной схемы вала, нагруженного только данной силой:

; ;

.

; ;

.

Проверка: - реакции найдены правильно.

Радиальные реакции опор для расчёта подшипников:

;

.

Для построения эпюр определяем значения изгибающих моментов в

характерных сечениях вала:

сечение А; ;

сечение D: ;

сечения В: .

Нагружение от муфты:

сечение C: ;

сечение A: ;

сечение B: .

Передача врашающего момента происходит вдоль оси вала от сечения С до сечения D (см. эпюру крутящего момента Мк). При этом .

Рисунок 10.1

10.6 Проверочный расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности

При разработке конструкции приводного вала (см. выше п.1) в качестве его опор предварительно были выбраны радиальные сферические двухрядные подшипники лёгкой серии 1216. Выполним проверочный расчёт этих подшипников.

Примем коэффициент безопасности . При вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент . Подшипники приводного вала нагружены только радиальными нагрузками (для опоры А , для опоры В ). Осевые нагрузки на подшипники отсутствуют.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка для более нагруженной опоры А:

.

Приняв по табл. 10.1 коэффициент (для типового режима нагружения 2) и по табл. 10.2 коэффициент (для шарикоподшипников сферических двухрядных), а также показатель (для шариковых подшипников), определим расчётный ресурс (долговечность) подшипника опоры А

Предварительно выбранный подшипник 1216 подходит, так как .

Выбор посадок подшипников.

Подшипники приводного вала установлены по схеме 3 (вариант 3.2): опора В фиксирующая, опора А - плавающая.

Внутренние кольца подшипников имеют циркуляционное нагружение, наружные - местное. Определяем отношение

.

По табл. 10.1 и 10.2 принимаем поля допусков: вала-m6, отверстия - Н7.

10.7 Расчёт вала на сопротивление усталости и статическую прочность

В качестве материала приводного вала примем сталь 45 (см. табл. 9.1): диаметр заготовки не более 120 мм (наибольший диаметр вала составляет размер буртика для ступицы тяговой звёздочки, равный 105 мм), твёрдость не ниже 240НВ, , , и .

Анализ конструкции вала, а также эпюр изгибающего М и крутящего Мк моментов (рис. 10.1) показывает, что предположительно опасным является сечение D.

Расчёт сечения D на сопротивление усталости. Из рис. 10.1 видно, что концентратором напряжений в сечении D является посадка с натягом ступицы тяговой звёздочки, а также шпоночный паз.

Определим отношение для каждого из концентраторов напряжений.

Концентратор напряжений - посадка на вал с натягом ступицы тяговой звёздочки. По табл. 9.5 при для и посадки I линейным интерполированием и .

Концентратор напряжений - шпоночный паз. По табл. 9.4 при для валов со шпонками и . По табл. 9.6 линейным интерполированием для вала из углеродистой стали диаметром коэффициент : при изгибе , при кручении . Тогда отношения: ; .

В расчёт принимаем первый концентратор - посадка на вал с натягом ступицы тяговой звёздочки, так как у него больше отношение и .

Посадочная поверхность вала под подшипник шлифуется. Тогда по табл. 9.7 коэффициент .

Поверхность вала дополнительно не упрочняется. Тогда коэффициент.

Суммарные коэффициенты и :

;

.

Изгибающий момент в рассматриваемом сечении А:

Крутящий момент в данном сечении .

Для круглого сплошного сечения D со шпоночным пазом в соответствии с табл. 9.2:

Осевой момент сопротивления сечения:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда напряжений цикла:

Среднее напряжение цикла: ; .

Коэффициенты :

;

.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

.

Коэффициент запаса прочности по усталости в сечении D:

Сопротивление усталости вала в сечения D обеспечивается.

Расчёт вала на статическую прочность. Расчёт вала на статичёскую прочность проводим для сечения D.

При коэффициенте перегрузки эквивалентное напряжение для сечения D:

Предварительно допускаемое напряжение для приводного вала при : .

Статическая прочность приводного вала обеспечивается, так как .