Опасным в нашем случае является сечение.
С, в котором имеется несколько концентраторов напряжений (шпоночный паз, посадка с натягом, галтель) и действуют пиковые изгибающие моменты и полный вращающий момент.
Определим коэффициент запаса усталостной прочности по формулгде: — коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно;
значение коэффициента запаса усталостной прочности (=2.5÷4).Коэффициент запаса усталостной прочности: — по нормальным напряжениям:;
— по касательным напряжениям:;где: — пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения: где: — предел прочности (для стали 45 = 890 МПа);;. — амплитудные значения напряжений изгиба и кручения;
значения напряжений изгиба и кручения (при реверсивном режиме работы).Для определения найдем осевой момент сопротивления:.Для определения найдем полярный момент сопротивления:
Имеем: — коэффициенты концентрации напряжений, зависят от типа концентратора и прочности материала;
учитывающий размер (диаметр) детали;
учитывающий состояния поверхности вала;
асимметрии цикла. Принимаем значения коэффициентов:
коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза при σв=600 МПа, /1, табл.
6.5/;
— коэффициенты, учитывающие размер детали (при d =45 мм), /1, табл. 6.8/;
— коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;
— коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали, /1, стр.
100/Коэффициент запаса усталостной прочности: — по нормальным напряжениям:
по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса усталостной прочности:
Ведомый вал.
Определим изгибающие моменты:
Вертикальная плоскость:;; Горизонтальная плоскость:;Рисунок 20.2 — Расчетная схема ведомого вала.
По полученным данным построим эпюры изгибающих и вращающего моментов (рис.
20.2) Из эпюр следует, что опасными являются сечения вала в точках.
В, С и D, где действуют пиковые изгибающие и вращающий моменты и имеются концентраторы напряжений (шпоночные пазы, посадки с натягом). Для данного вала определим коэффициенты запаса усталостной прочности в сечениях D и С. Рассмотрим сечение D: Осевой момент сопротивления:;Полярный момент сопротивления:
Максимальный изгибающий момент в сечении B: Амплитудные значения напряжений изгиба и кручения.
Пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения:
где: — предел прочности (для стали 45 = 890 МПа);;.Принимаем значения коэффициентов:
отношения коэффициентов концентрации напряжений от посадки с натягом к коэффициентам, учитывающим размер детали при σв=900 МПа и d=63 мм, /1, табл.
6.7/;
— коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;
— коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали, /1, стр.
100/Коэффициенты запаса усталостной прочности: — по нормальным напряжениям:
по касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса усталостной прочности в сечении D: Рассмотрим сечение.
С:В данном сечении общий коэффициент запаса усталостной прочности будет равен коэффициенту запаса усталостной прочности по касательным напряжениям. Полярный момент сопротивления:
Пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения:
где: — предел прочности (для стали 45 = 890 МПа);;.- коэффициент концентрации напряжений от шпоночного паза при σв=900 МПа /1, табл.
6.5/;
— коэффициенты, учитывающие размер детали (при d =42 мм) /1, табл. 6.8/;
— коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;
— коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали /1, стр.
100/Коэффициент запаса усталостной прочности: S =Усталостная прочность и жесткость обоих валов обеспечена.
21. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщину стенки корпуса δ и крышки редуктора определим с помощью формул /1, табл. 8.3/:Толщина стенок литых деталей по технологии их изготовления должна быть не менее 8 мм. В соответствии с этим принимаем толщину стенок:.Толщина верхнего пояса корпуса и нижнего пояса крышки редуктора:.Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:.Толщина ребер жесткости корпуса и крышки:;;Принимаем толщину ребер жесткости корпуса и крышки:
Диаметры фундаментальных болтов:
Принимаем болты с резьбой М16. Болты для крепления корпуса и крышки редуктора у подшипниковых узлов:
Принимаем болты с резьбой М12. Болты для крепления корпуса и крышки редуктора в других местах:
Принимаем болты с резьбой М10. Болты накладных крышек подшипниковых узлов:.Принимаем болты с резьбой М8. Диаметр штифта:.Длина штифта:;, примем = 30 мм. Минимальный зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:;.Принимаем:.
Литература
1. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин /С.А.Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков, И. М. Чернин, Д. В. Чернилевский. — М.: Машиностроение, 1979 г. — 351 с.
2.. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин / А. Е. Шейнблит. — М.: Высшая школа, 1991 г. — 432 с. 3.
Чернин И. М. Расчеты деталей машин / И. М. Чернин.- Минск: Выш. школа, 1978 г. — 472 с. 4.
С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, В. А. Киселев и др.: Проектирование механических передач. Учеб.
пособие для немашиностроит. вузов. Изд. 4-е, перераб. М., «Машиностроение», 1976. 608 с. ил. 5. Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда, Детали машин.
Проектирование., 2-ое изд., испр. и допл., Мн., УП «Технопринт», 2002. 300 с. ил.
