Пояснительная записка курсовая детали машин. Санктпетербургский государственный морской технический университет
![]()
|
3.4. Выбор конструкции корпусных деталей 4. Проверочные расчеты 4.1. Проверка зубьев на контактную выносливость Проверку зубьев на контактную выносливость проведем по формуле ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Контактная выносливость обеспечена. 4.2. Проверка зубьев на изгибную выносливость Проверку зубьев на изгибную выносливость проведем по формуле ![]() где допускаемое изгибное напряжение ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Таблица 3.
![]() Изгибная выносливость обеспечена. 4.3. Расчеты валов на усталостную прочность В качестве материала входного и выходного валов выберем сталь 45 (ГОСТ 1050-88) с твердостью 235 - 262HB (термообработка - улучшение), предел прочности ![]() 4.3.1. Расчет выходного вала Выберем расчетную схему выходного вала: подшипники заменим опорами А и B. Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично. ![]() ![]() 0.5l=54.5 0.5l=54.5 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Рис. 9 2. На валу установлено прямозубое цилиндрическое колесо. Нормальная сила в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи Fn, приведенная к оси вала, нагружает его в сечении, расположенном на одинаковом расстоянии от опор. Вал под действием внешних сил изгибается силой Fn и скручивается моментом на валу Т2 . В зацеплении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, которую определим с учетом потерь в зацеплении: ![]() где Т2 – 166.7 Нмм, d2 – 240 мм, стандартный угол = 20. Определим реакции в опорах, используя уравнения равновесия ![]() ![]() ![]() ![]() 4. Построим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов, затем определим - в опасном сечении I-I на рис. 9 значения изгибающего (Ми) и крутящего (Mк) моментов ![]() ![]() - в опасном сечении II-II на рис. 9 значение крутящего (Mк) момента: ![]() ![]() 5. В опасных сечениях найдем нормальные и касательные напряжения. В опасном сечении I-I: - нормальные напряжения при изгибе ![]() где ![]() - касательные напряжения при кручении ![]() где ![]() В опасном сечении II-II: - касательные напряжения при кручении ![]() где ![]() 6. Вычислим коэффициенты запаса сопротивления усталости по изгибу и по кручению в каждом опасном сечении В опасном сечении I: S = ![]() ![]() В этих формулах ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() k = 1,7 и k = 1,4 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, на валу в опасном сечении расположен шпоночный паз (см. табл. 4); масштабный фактор выбираем по графику 2 на рис. 10, при диаметре вала d= 42мм ![]() ![]() Таблица 4.
![]() ![]() Рис. 10 Рис. 11 В опасном сечении II: ![]() в этой формуле масштабный фактор выбираем по графику 2 на рис. 10, при диаметре вала d= 35мм ![]() 7. Определим коэффициент запаса усталостной прочности и сравним с допускаемой величиной. В опасном сечении I: . ![]() В опасном сечении II: . ![]() Усталостная прочность выходного вала обеспечена. 4.3.2. Расчет входного вала 1. Выберем расчетную схему входного вала (см. рис 8 и рис. 12, а): подшипники заменим опорами А и B. Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично (см. рис. 8). ![]() ![]() ![]() 0.5l=52.5 0.5l=52.5 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Рис. 12 2. Входной вал – это вал-шестерня прямозубой цилиндрической передачи (см. рис. 8). Нормальная сила в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи Fn, приведенная к оси входного вала, нагружает его в сечении, расположенном на одинаковом расстоянии от опор (см. рис. 12, а). Вал под действием внешних сил изгибается силой Fn и скручивается моментом на валу Т1 (см. рис. 12, а). В зацеплении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, которую определим по формуле: , ![]() где Т1 – из (2) в Нмм, d1 – из (12) в мм, стандартный угол = 20. 3. Определим реакции в опорах, используя уравнения равновесия: ![]() ![]() ![]() ![]() 4. Построим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов (см. рис. 12, б), затем определим - в опасном сечении I-I значения изгибающего (Ми) и крутящего (Mк) моментов ![]() ![]() - в опасном сечении II-II значение крутящего (Mк) момента: ![]() 5. В опасных сечениях найдем нормальные и касательные напряжения. В опасном сечении I-I: - нормальные напряжения при изгибе ![]() ![]() ![]() - касательные напряжения при кручении ![]() где ![]() В опасном сечении II-II: - касательные напряжения при кручении , ![]() где ![]() 6. Вычислим коэффициенты запаса сопротивления усталости по изгибу и по кручению в каждом опасном сечении В опасном сечении I: S= ![]() ![]() В этих формулах ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() k = 1,7 и k = 1,4 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, на валу в опасном сечении расположен шпоночный паз (см. табл. 4) ; масштабный фактор выбираем по графику 2 на рис. 10, при диаметре вала d= 32мм ![]() ![]() В опасном сечении II: ![]() в этой формуле масштабный фактор выбираем по графику 2 на рис. 10, при диаметре вала d= 25мм ![]() 7. Определим коэффициент запаса усталостной прочности и сравним с допускаемой величиной. В опасном сечении I: ![]() В опасном сечении II: ![]() Усталостная прочность входного вала обеспечена. |