Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине

«Прикладная механика» Проектирование редуктора общего машиностроения

Выполнил: студент группы 4325-280302D

Карманова Виктория Владимировна

Руководитель проекта: доцент кафедры

основ конструирования машин, к.т.н. Хибник Татьяна Алексеевна

Самара 2019

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Задание №2. Вариант №2.

Выполнить эскизный проект редуктора общего машиностроения согласно кинематической схеме и исходным данным. Кинематическая схема показана на рисунке 1.

Рисунок 1 - Кинематическая схема редуктора общего машиностроения

Таблица 1- Исходные данные

Мощность на выходном валу	, кВт	3
Частота вращения выходного вала	, об/мин	350
Срок службы редуктора	, ч	8000

Расчетно–пояснительную записку оформляют согласно стандарту организации [1].

СОДЕРЖАНИЕ

Введение	4
1 Кинематический и энергетический расчет редуктора	5
1.1 Определение общего передаточного отношения и выбор электродвигателя	5
1.2 Определение частот вращения валов	5
1.3 Определение мощностей на валах	6
1.4 Определение крутящих моментов на валах	6
2 Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи	7
2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки	7
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений	9
2.3 Определение допускаемых габаритных напряжений	11
2.4 Определение габаритных размеров цилиндрической передачи	12
2.5 Определение модуля и чисел зубьев	14
2.6 Определение геометрических размеров и параметров	15
2.7 Проверка прочности по контактным напряжениям	17
2.8 Проверка прочности по изгибным напряжениям	19
2.9 Расчеты на ЭВМ	20
2.10 Определение усилий в зацеплении цилиндрической передачи	20
3 Эскизная компоновка	22
3.1 Выбор материалов валов	22
3.2 Предварительное определение диаметров валов	22
3.3 Предварительный подбор подшипников качения	22
3.4 Разработка чертежа общего вида	23

ВВЕДЕНИЕ

Основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь, причем не в сыром, а в термически обработанном виде, реже — чугун и пластмассы. Выбор материалов и методов их упрочнения для изготовления зубчатых колес редукторов определяется необходимостью обеспечения прочности, надежности, долговечности, а также технологических требований производства. Кроме того, существуют также и экономические требования, в соответствии с которым материал должен быть по возможности дешевым, а технология изготовления — простой. Эти требования часто противоречат друг другу, поэтому при выборе материалов и их термообработки обычно рассматривают несколько вариантов, чтобы выбрать оптимальный.

Разрушение зубчатых передач чаще всего носит характер усталости выкрашивания от повторных контактных напряжений, а допускаемые контактные напряжения зависят, в основном, от твердости материалов.

Условно все зубчатые передачи в зависимости от твердости рабочих поверхностей подразделяют на две группы: прирабатывающиеся и неприрабатывающиеся.

Колеса прирабатывающихся передач подвергают термообработке: отжигу, нормализации, улучшению, а колеса неприрабатывающихся передач — поверхностной закалке, химико-термической обработке. Режимы термообработки выбирают согласно химическому составу и назначению стали.

1.Кинематический и энергетический расчет редуктора

1.1 Определение общего передаточного отношения и выбор электродвигателя

В качестве электродвигателя используем асинхронные электродвигатели переменного тока серии АИР. Электродвигатели данной серии изготавливаются с различными номинальными частотами вращения валов, а именно 3000, 1500, 1000 и 750 об/мин. В связи с этим выполняем сравнительную оценку передаточных отношений редуктора по формуле(1):

n н U p = дв n в ых,

(1)

где

дв - частота вращения двигателя.

Up 1

= 3000 = 8,6

350 ,

Up 2

= 1500 = 4,3

350 ,

Up 3

= 1000 = 2,9

350 ,

Up 4

= 750 = 2,1

350 .

Согласно рекомендациям определили вид передачи: зубчатая цилиндрическая (тихоходная ступень), твердость зубьев которой не больше 350 НВ и U=2,5…5,6. Для данного типа зубчатой передачи среди полученных значений наиболее подходящее передаточное отношение Up= 4,3.

Номинальная мощность электродвигателя должна быть не менее потребной, т.е.

P д в ³ P д ¢ в ., поэтому выбираем трехфазный электродвигатель АИР100S4/1410 [2].

P ' дв = P вх = 3,09 кВт.

Данный двигатель имеет следующие характеристики: номинальная мощность 3 кВт, номинальная частота вращения 1500 об/мин, фактическая частота вращения 1410 об/мин.

1.2 Определение частот вращения валов

Частота вращения первого (входного) вала равна асинхронной частоте вращения вала электродвигателя: n 1 = n =1410 об / мин.

Частота вращения второго (выходного) вала известна по заданию:

n 2 = n = 350 об / мин.

Уточненное значение общего передаточного отношения редуктора:

U p =

n дв n в ых

= n I n II

= 4,1.

1.3 Определение мощностей на валах Мощность на втором (выходном) валу: P II = P = 3 кВт.

Мощность на первом (входном) валу:

P = P II

h P

= 3,09 кВт

1.4 Определение крутящих моментов на валах

Крутящий момент на iтом валу определяется мощностью и частотой вращения по следующей формуле (2):

T = 9,55 ×106 P i, i n i

(2)

где T i – крутящий момент на i том валу, Н⋅мм;

P i – мощность на iтом валу, кВт;

n i – частота вращения на i том валу, об/мин.

Крутящий момент на первом (входном) валу:

T = 9,55 ×106 P I =20929 Н мм.

Крутящий момент на втором (выходном) валу:

T = 9,55 ×106 P II

=81857 Н мм.

2.Расчет зубчатых передач

2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

В связи с тем, что для редукторов общего машиностроения не предъявляются специфические требования, то материалы изготовления зубчатых колес выбираются в первую очередь исходя из стоимости. К таким маркам относятся стали 40, 45, 40Х, 40 ХН. Данные материалы могут быть подвергнуты термообработке – нормализации или улучшению. В результате термообработки повышается твердость поверхности зубьев, что способствует повышению контактной и изгибной прочности зубьев, а также повышению износостойкости рабочих поверхностей [2].

Передаваемая мощность 3,09.

На основании этого выбрана сталь марки 45 с видом термообработки нормализация и твердость зуба 175НВ в сердцевине.

Тогда твердость поверхности зуба равна: HB 1 = HB 2 +15 =175 +15 =190.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

[ s ] = (s H lim b ) K, H S HL H

(3)

где – базовый предел контактной выносливости, МПа;

– коэффициент безопасности по контактным напряжениям; – коэффициент долговечности по контактным напряжениям.

Коэффициенты безопасности по контактным напряжениям для шестерни и колеса можно принять одинаковыми в интервале S H = 1,1...1,3 [2]. Возьмем S H =1,2.

Базовый предел контактной выносливости для шестерни и колеса при нормализации или улучшении определяется по формуле: s Н lim b = 2 HB + 70.

s Н lim1 = 2×190 + 70 = 450,

s Н lim2 = 2×175 + 70 = 420.

Коэффициенты долговечности по контактным напряжениям для шестерни и колеса определяются по формуле (4):

K = 6 N H, 0 HL N HE

(4)

где N

– где базовое число циклов перемены контактных напряжений;

N HE – расчётное число циклов перемены контактных напряжений.

Базовое число циклов перемены контактных напряжений при твердости поверхности

зубьев

HB < 350

для шестерни и колеса:

N = 30 × HB 2,4 = 30 ×1902,4 = 8833440,682.

N = 30 × HB 2,4 = 30 ×1752,4 = 7251244,876.

N HE = 60 Cnt h K HE,

(5)

где C – число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса;

n – частота вращения зубчатого колеса, об/мин;

t h – срок службы редуктора, ч;

K HE

– коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям.

Число нагружений зуба шестерни и колеса за один оборот в простых однопоточных передачах составляет C = 1.

Частоты вращения зубчатых колес равны частотам вращения валов, на которых они установлены, т.е. шестерня вращается с частотой вращения входного вала, а колесо вращается с частотой вращения выходного вала.

Коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям при постоянном режиме

работы принимается

K HE = 1.

Получаем расчетное число циклов:

N HE

= 60 Cnt h K HE = 60 ×1×1410 × 8000 ×1 = 676800000,

N HE = 60 Cnt h K HE = 60 ×1× 350 × 8000 ×1 = 168000000.

Расчетное значение числа циклов перемены контактных напряжений больше базового,

т.е.

N HE > N H 0

, поэтому коэффициент долговечности по контактным напряжениям

принимается

K HL = 1.

Допускаемые контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле (3) и их расчеты выглядят следующим образом:

[ s Н ]1

[ s Н ]2

= 450 ×1 = 375,

1,2

= 420 ×1 = 350.

1,2

В качестве допускаемых контактных напряжений для передачи принимаем наименьшее значение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса, т.е [ s H ]2 = 350 МПа.

2.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

[ s ] = æ s F lim b ö K K F ç S ÷ FL FC è F ø ,

(6)

где s F lim b

– базовый предел выносливости по изгибу, МПа;

S F K FL K FC

– коэффициент безопасности по изгибным напряжениям;

– коэффициент долговечности по изгибным напряжениям;

– коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки на зуб.

Базовый предел выносливости по изгибу для шестерни и колеса при улучшении:

o F lim b = 1,8 × HB.

o F lim

= 1,8 ×190 = 342 МПа,

o F lim2 = 1,8 ×175 = 315 МПа.

Коэффициент безопасности по изгибным напряжениям для шестерни и колеса принимаем одинаковыми: S F = 1,9 [2].

Коэффициенты долговечности по изгибным напряжениям при твердости поверхности

зубьев

HB < 350

для шестерни и колеса определяются по следующей формуле (7):

K = 6 N F 0 FL N FE,

(7)

где

N F 0 – базовое число циклов перемены изгибных напряжений;

N FE

– расчётное число циклов перемены изгибных напряжений.

Базовое число циклов перемены изгибных напряжений для шестерни и колеса

F 0 .

принимается

N = 4 ×106

Расчётное число циклов перемены изгибных напряжений для шестерни и колеса определяется по формуле (8):

N FE = 60 Cnt h K FE,

(8)

где C – число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса;

n – частота вращения зубчатого колеса, об/мин;

t h – срок службы редуктора, ч;

K FE

– коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям.

Число нагружений зуба шестерни и колеса за один оборот в простых однопоточных передачах составляет C = 1.

Коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям при постоянном режиме

работы принимается

K FE = 1 [2].

Расчетное число циклов равно:

N = 60 ×1×1410 ×8000 ×1 = 676800000,

N = 60 ×1× 350 ×8000 ×1 = 168000000.

т.е.

Расчётное значение числа циклов перемены изгибных напряжений больше базового,

N FE > N F 0 , коэффициент долговечности по контактным напряжениям принимается

K FL = 1.

Допускаемые напряжения изгиба для каждого зубчатого колеса определяются по формуле (6):

[ s F ]1

[ s F ]2

= 342 ×1×1 = 180 МПа, 1,9

= 315 ×1×1 = 165,8 МПа.

1,9

2.4 Определение габаритных размеров цилиндрической передачи

d = 77 3 TK ( U + 1) w 1 y [ s ]2 U bd H ,

(9)

где T – крутящий момент на валу шестерни, Н·мм;

K – коэффициент нагрузки;

U – передаточное отношение цилиндрической передачи;

шестерни;

y bd

– коэффициент ширины зубчатого колеса относительно начального диаметра

[ s H ] – допускаемое контактное напряжение цилиндрической передачи, МПа.

Крутящий момент на валу шестерни равен крутящему моменту на входном валу.

Коэффициент нагрузки предварительно принимается K = 1,5.

Коэффициент ширины зубчатого колеса относительно начального диаметра шестерни определяется по формуле (10):

y = y ba (U + 1) bd 2 ,

(10)

где расстояния.

y ba

– коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого

Полученный коэффициент ширины зубчатого колеса:

y bd

= 0,4 × (4,1 + 1) = 1,02.

Значение коэффициента ширины зубчатого колеса относительно начального диаметра

шестерни

y bd £ 1,6.

Диаметр начальной окружности (начальный диаметр) шестерни определяется по формуле (9) и равен:

20929 ×1,5 × (4,1 + 1)

d w 1

(мм)

d wl = 773

1,02 × 3502 × 4,1

= 52,25 мм.

Ширина зубчатых колес определяется по формуле (11):

b w = y bd d w 1,

(11)

где y bd

шестерни;

- коэффициент ширины зубчатого колеса относительно начального диаметра

d w 1 - диаметр начальной окружности (начальный диаметр) шестерни, мм.

Расчетная ширина зубчатых передач: b w =1,02 × 52,25» 53 мм.

2.5 Определение модуля и чисел и зубьев

Модуль зацепления определяется из условия изгибной прочности. Модуль зацепления

m (мм) определяется по формуле (12):

m = 2 TKY F d w 1 b w [ s F ]1 ,

(12)

где T – крутящий момент на валу шестерни, Н·мм;

K – коэффициент нагрузки;

Y F – коэффициент формы зуба;

d w 1 – начальный диаметр шестерни, мм;

b w – ширина зубчатых колес, мм;

[ s F ]

– допускаемое изгибное напряжение шестерни, МПа.

Расчеты модуля зацепления: m = 2 × 20929 ×1,5 × 4,2 = 0,5285 мм.

52,3× 53×180

Принимаем минимальное значение модуля при улучшении

m min = 1,5 мм.

Крутящий момент на валу шестерни равен крутящему моменту на входном валу.

Коэффициент формы зуба предварительно принимается Y F

Число зубьев шестерни определяется по формуле (13):

= 4 [2].

z = d w 1 1 m,

(13)

где d w 1 – начальный диаметр шестерни, мм;

m - модуль зацепления, мм.

Число зубьев шестерни равно:

z = 52.3» 34,9

1 1,5 .

Принимаем

z 1 =34.

Число зубьев колеса определяется по формуле (14):

z 2 = z 1 U,

(14)

где

z 1 - число зубьев шестерни;

U - значение передаточного отношения.

Получаем число зубьев колеса:

z 2 = 34× 4,1»139,4.

Принимаем

z 2 =139.

После чего определяем фактическое передаточное отношение передачи по формуле

(15):

U ¢ = z 2 z 1,

(15)

где

z 1 - число зубьев шестерни;

z 2 - число зубьев колеса.

Фактическое отношение передачи по количеству зубьев колеса и шестерни равно:

U '= 139 = 4,1.

Отклонение фактического передаточного отношения от исходного значения вычисляется по формуле (16):

D U = U - U ¢ 100% U ,

16)

где U - исходное значение передаточного отношения;

U ' - фактическое передаточное отношение.

Получаем следующее отклонение фактического передаточного отношения от

исходного: D U = | 4,1- 4,1| ×100% = 0%.

4,1

2.6 Определение геометрических размеров и параметров Делительное межосевое расстояние определяется по формуле (17):

a = m (z 1 + z 2) 2 ,

(16)

где m - модуль зацепления, мм; z 1 - число зубьев шестерни; z 2 - число зубьев колеса.

Расчеты межосевого расстояния выглядят следующим образом:

a = m (z 1 + z 2) = 1,5 × (34 + 139) = 129,75 мм.

2 2

Межосевое расстояние при коэффициентах смещения x=0: a w = a = 129,75 мм.

Делительный диаметр шестерни: d 1 = mz 1 =1,5×34 = 51 мм. Делительный диаметр колеса: d 2 = mz 2 =1,5×139 = 208,5 мм.

Начальный диаметр шестерни при коэффициенте смещения x=0: d w 1 = d 1 = 51 мм. Начальный диаметр колеса при коэффициенте смещения x=0: d w 2 = d 2 = 208,5 мм. Угол зацепления при коэффициентах смещения x=0: a w = a = 20° .

Диаметр основной окружности шестерни определяется по формуле (17):

d b 1 = d w 1 cos a w,

(17)

где d w 1 - начальный диаметр шестерни, мм;

cos a w - косинус угла зацепления a w .

Результаты диаметра основной окружности шестерни по данной формуле:

d b 1 = 51× cos 20 = 48,5 мм.

Диаметр основной окружности колеса определяется по формуле (18):

d b 2 = d w 2 cos a w,

(18)

где d w 2

- начальный диаметр колеса, мм;

cos a w - косинус угла зацепления a w .

Результаты расчетов: d b 2 = 208,5 × cos 20^ = 198,3 мм.

Диаметр вершин зубьев шестерни определяется по формуле (19):

d a 1 = m (z 1 + 2),

(19)

где m - модуль зацепления, мм;

z 1 - число зубьев шестерни.

Получаем:

d a 1 =1,5 × (34 + 2) = 54 мм.

Диаметр вершин зубьев колеса определяется по формуле (20):

d a 2 = m (z 2 + 2),

(20)

где m - модуль зацепления, мм;

z 2 - число зубьев колеса.

Полученный диаметр вершин: d a 2 = 1,5 × (139 + 2) = 211,5 мм. Диаметр впадин зубьев шестерни определяется по формуле (21):

d f 1 = m (z 1 - 2,5),

(21)

где m - модуль зацепления, мм;

z 1 - число зубьев шестерни.

Результаты расчетов диаметра впадин: d f 1 = 1,5 × (34 - 2,5) = 47,25 мм. Диаметр впадин зубьев колеса определяется по формуле (22):

d f 2 = m (z 2 - 2,5),

(22)

где m - модуль зацепления, мм;

z 2 - число зубьев колеса.

Получаем диаметр впадин зубьев колеса: d f 2 = 1,5 × (139 - 2,5) = 204,75 мм.

Делительный шаг:

P = p m = 4,71 мм.

Основной шаг: P b = P cos a w = 4,48 мм.

Радиус кривизны шестерни: r a 1

= 0,5

=13,2 мм.

Радиус кривизны колеса:

r a 2

= 0,5

= 36,8 мм.

Коэффициент торцевого перекрытия равен:

e = r a 1 + r a 2 - a w sin a w = 13,2 + 36,8 -129,75 × sin 20 = 2,2.

P b 4,48

2.7 Проверка прочности по контактным напряжениям

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра шестерни определяется по формуле:

y = b w bd d w 1,

(23)

где b w

– ширина зубчатого колеса, мм;

d w 1 – начальный диаметр шестерни, мм.

Результаты расчетов ширины зубчатого венца: y bd

= 53

52,3

= 1,01» 1.

По справочным данным определили значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса: K 0 =1,10.

Эффективное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по

ширине зубчатого венца при

HB < 350

и постоянном режиме с периодическими перерывами

в работе: K b = 0,5 × (1,10 +1) = 1,05.

Окружная скорость шестерни V (м/с) определяется по формуле (24):

V = p d w 1 n вх 60000,

(24)

где n вх

– частота вращения входного вала редуктора, об/мин;

d w 1 – начальный диаметр шестерни, мм.

Расчет окружной скорости шестерни: V = p × 51 × 1410 = 3,76329 м / с.

60000

Коэффициент динамической нагрузки для 8 степени точности при

HB < 350 и

рассчитанной окружной скорости прямозубой передачи

K v = 1,25 [2].

Уточняется коэффициент нагрузки:

K = K V × K b = 1,25 ×1,05 = 1,3125.

Коэффициент, учитывающий геометрию контактирующих тел, определяется по формуле (25):

Z = 2 H sin 2 a w,

(25)

где a w

– угол зацепления, град.

Полученное значение коэффициента: Z H =

= 2,41.

Коэффициент, учитывающий торцевое перекрытие при расчёте по контактным напряжениям для прямозубых цилиндрических передач определяется по формуле (26):

Z = 4 - e_a e 3,

(26)

где e a

– коэффициент торцевого перекрытия.

Полученное значение коэффициента: Z e =

= 0,78.

Расчётные контактные напряжения s H

(МПа) определяется по формуле (27):

o = 275 Z Z 2 T вх K (U ¢ р + 1) H H e d 2 b U ¢ w 1 w р ,

(27)

где Z H

– коэффициент, учитывающий геометрию контактирующих тел;

Z e – коэффициент, учитывающий торцевое перекрытие при расчёте по контактным напряжениям;

T вх

– крутящий момент на входном валу, Н·мм;

K – уточненное значение коэффициента нагрузки;

U ¢ р

– уточненное значение передаточного отношения редуктора;

d w 1 – начальный диаметр шестерни, мм;

b w – ширина зубчатого колеса, мм.

Контактные расчетные напряжения равны:

o H = 275 × 2,41× 0,78 ×

= 354,587 МП a.

Проверяем условие прочности по контактным напряжениям: расчетные контактные

напряжения меньше допускаемых s H

354,587 МПа  350 МПа. Поскольку условие не

выполнено, допустимо увеличение ширины зубчатого колеса b w ; b w =61.

o H = 275× 2,41× 0,78×

= 330,52 МП a.

330,52 МПа  350 МПа. Условие выполнено.

2.8 Проверка прочности по изгибным напряжениям

Коэффициент формы зуба шестерни и колеса находятся линейной интерполяцией:

Y F 1 = 3,76

(при z1=34); Y F 2 = 3,68 (при z2=139).

Расчётные напряжения изгиба s Fi

определяются по формуле (28):

(МПа) для каждого зубчатого колеса и шестерни

o = 2 T вх KY Fi Fi d b m w 1 w ,

(28)

где i – номер зубчатого колеса;

в ых

T вх / T – крутящий момент на входном/выходном валу, Н·мм;

K – уточненное значение коэффициента нагрузки;

Y Fi

– коэффициент формы зуба для рассчитываемого зубчатого колеса;

d w 1 – начальный диаметр шестерни, мм;

b w – ширина зубчатого колеса, мм;

m – модуль, мм.

Получаем следующие значения расчетных напряжений изгиба:

o F 1

o F 2

= 2 × 20929 ×1,31×3,76 = 43,1 МПа,

52,3× 61×1,5

= 2 ×81857 ×1,31×3,68 = 164,9 МПа.

52,3× 61×1,5

Расчётные напряжения изгиба зубьев для шестерни и колеса меньше допускаемых:

s F 1  [ s F 1 ];43,1 МПа  180 МПа, т.е. условие прочности по изгибным напряжениям для шестерни выполняется.

s F 2  [ s F 2 ];164,9 МПа  165,8 МПа, т.е. условие прочности по изгибным напряжениям для колеса выполняется.

2.9 Расчет на ЭВМ

В результате того, что ручной вариант расчета весьма трудоёмок и ограничен в получении наилучших характеристик передачи, необходимо провести оптимизацию вариантов решения. Определение оптимальных массогабаритных характеристик передачи проводится на ЭВМ. Получен расчет цилиндрической зубчатой передачи на ЭВМ [3]. Полученные результаты представлены в приложении А.

2.10 Определение усилий в зацеплении цилиндрической передачи

В зацеплении цилиндрической прямозубой передачи действует нормальная сила вдоль линии зацепления (нормально к поверхности зубьев в точках контакта). Нормальную силу Fn раскладывают на две составляющие: окружную Ft и радиальную Fr.

Окружная сила Ft (Н) находится по формуле (29):

F = 2 T вх t d w 1,

(29)

в ых

где T вх / T – крутящий момент на входном/выходном валу, Н·мм;

d w 1 – начальный диаметр шестерни, мм.

Значения окружной силы равны:

F = 2 × 20929 = 800,34 H.

t 52,3

Радиальная сила Fr (Н) определяется по формуле (30):

F r = F t tg a w,

(30)

где F t

- окружная сила, Н.

Полученные значения радиальной силы:

F r = 800,34× tg 20 = 260,05 Н,

. Нормальная сила Fn (Н) равна:

F n =

F t

cos a w

= F r =

sin a w

= 800,34 = 841,53 H.

cos 20

3.Эскизная компоновка

3.1 Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Механические характеристики сталей для изготовления валов были определены по справочным данным.

НВ[175-190] — 45 — вид термообработки нормализация и улучшение.

3.2 Предварительное определение диаметров вылов

Ориентировочные значения диаметров валов определяются из условия прочности на чистое кручение по заниженному допускаемому напряжению кручения.

Наружный диаметр вала определяется по формуле (34):