s
Sesiya.ru

Детали машин и основы конструирования

Информация о работе

Тема
Детали машин и основы конструирования
Тип Курсовая работа
Предмет Транспорт
Количество страниц 24
Язык работы Русский язык
Дата загрузки 2016-01-02 21:53:11
Размер файла 267.28 кб
Количество скачиваний 5
Скидка 15%

Поможем подготовить работу любой сложности

Заполнение заявки не обязывает Вас к заказу


Скачать файл с работой

Помогла работа? Поделись ссылкой

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ и ОК 01.02.06  ПЗ

 

НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПЕДАГОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет управления и социально-технических сервисов

Кафедра "Технологий сервиса и технологического образования"

 

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

к курсовой работе по дисциплине  "Детали машин и основы конструирования"

 

Студент Жолнина О.М.                                             Группа  ЭЗ-10-1

 

КОД ЗАДАНИЯ КР ДМ и ОК 01.02.06

 

Тема: Расчет и конструирование одноступенчатой зубчатой передачи

Исходные данные по варианту 06 задания:

Номинальный вращающий момент Т= 90Н∙м

Частота вращения n1=700мин-1

Частота вращения n2=200мин-1

Долговечность Lh=9000часов

                                                               Схема задания:

                                                                                                   z2

 

                                                                                      

                                                                                            T2      

 

                                                           

                                                      n1                                                                                                      

                         

                                                                                         

    z1                                              

Рисунок 1. Кинематическая схема привода

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

1. Проектировочный расчет зубчатой передачи редуктора

1.1.  Определение передаточного числа и моментов на валах

1.1.1. Передаточное число передачи определяется по формуле

,

где  n1 =700мин-1  – частота вращения быстроходного вала;

        n2 =200мин-1  – частота вращения тихоходного вала.

 

Принимаем стандартное передаточное число u=3,55

1.1.2. Момент на быстроходном валу определяется по формуле

Н∙м

1.2. Материалы и термообработка зубчатых колес

В целях унификации материалов для зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Исходя из задания, назначаем термообработку зубьев:

-шестерен z1 – поверхностную закалку ТВЧ1

-колес z2 – улучшение У2

Механические свойства стали 40Х после термообработки представлены в таблице

Таблица 1.1

Наименование параметра

Зубчатое колесо

Примечание

шестерня z1

колесо z2

1. Термообработка

закалка (ТВЧ1)

Улучшение (У2)

Н1m-H2m=460-

-285=175HB>100HB

[3, с.4]

2. Твердость поверхности

средняя по Роквеллу

              по Бринеллю

              по Виккерсу

 

(40-50) HRCэ

45 HRCэ

460HB

500HV

 

(269-302)HB

-

285HB

290HV

3. Предел прочности

                   σв, МПа

900

900

4. Предел текучести

                    σт, МПа

750

750

 

 

 

 

1.3. Число циклов перемены напряжений

         Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы

 ,          [3, с.12]

где  – частота вращения зубчатого колеса;

       – число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса; =1

 

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

1.4. Допускаемые напряжения

 

1.4.1. Расчет допускаемых контактных напряжений на сопротивление усталости

 

         Согласно ГОСТ 21354-84 допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса

 ,                 [3, с.12]

где  - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

       - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

       - коэффициент, учитывающий влияние смазки;

       - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

 - в проектировочных расчетах  [3, с.13];

 

 - базовый предел контактной выносливости;

 - коэффициент запаса прочности: ;

 - коэффициент долговечности:

   при

 при     

 

где     - базовое число циклов по контактным напряжениям, [3, с.12]

 - средняя твердость зубьев по Бринеллю

Результаты расчета представлены в таблице.

Таблица 1.2

Ступень

,

Число циклов х 106

Сравнение

 

Число циклов х 106

Сравнение

 

 

 

 

 

z1

700

378

 

73,7

 

378

 

z2

200

108

 

23,4

 

108

 

 

          - для шестерни

           - для колеса

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

 За расчетное допускаемое напряжение для косозубой передачи принимаем

,

где  - минимальное из  и

         Результаты расчета представлены в таблице

Таблица 1.3

Ступень

 

 

, МПа

, МПа

, МПа

z1

0,19

0,92

665

 

518,2

z2

0,22

0,93

485,5

606,8

        

 

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

1.4.2.  Расчет допускаемых изгибных напряжений в зубьях

 ,         [3, с.13]

где  - базовый предел выносливости зубьев при изгибе;

         - коэффициент долговечности:

 

где    - базовое число циклов по изгибным напряжениям

 [3, с.12]

Результаты расчета представлены в таблице.

    Таблица 1.4

Ступень

, МПа

 

,

МПа

z1

550

1

220

z2

498,75

1

199,5

 

1.5  Определение коэффициентов нагрузки  

         Согласно ГОСТ 21354-84 коэффициент контактной нагрузки равен

 ,        [3, с.16]

где  - коэффициент внешней динамической нагрузки; 

      - коэффициент, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении;

       - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий;

        - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

В соответствии с [3, с.16] приближенно окружные скорости можно определить

  ,  м/с

где  - номинальный момент на колесе;

       - коэффициент скорости [3, с.16];

        - коэффициент рабочей ширины по межосевому расстоянию:

        - при симметричном расположении колес; 

 

         Результаты расчета представлены в таблице

Таблица 1.5 

,

 

 

,

Нм

 

 

,

м/с

Сте-

пень

точ-

ности

 

 

 

 

 

 

 

 

700

1600

90

3,55

0,4

1,14

8-С

1,03

1,05

1,15

1,9

1,06

1,26

2,1

0,91

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06  ПЗ

 

1.6.  Определение межосевых расстояний

         Межосевое расстояние определяется из условия контактной выносливости:

              [3, с.21]

             

Полученное межосевое расстояние   округляем до ближайшего числа по ГОСТ 2185-66       

 

1.7  Определение основных параметров цилиндрической косозубой передачи

Основные параметры передач редуктора и методика расчета представлены в таблице 1.6

 

 

 

Таблица 1.

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

6

Наименование параметра

Обозначение

Расчетная формула

Результат

1

2

3

4

1. Ширина зубчатого венца, мм            колеса             

            шестерни            

 

 

b2

b1

 

 

 

b2+2…4

 

 

32

36

2. Модуль передачи, мм

 

рекомендуемое

 

 

3500Т1(u+1)/(awbwσFP1)

 

(0,01…0,02)аw

 

по ГОСТ 9563-60

0,25

 

0,8…1,6

1,5

3. Угол наклона зубьев, °

 

βmin

 

 

 

10,8°

 

4. Суммарное число зубьев

 

 

 

 

округление

104,8

 

104

5. Фактическое значение угла наклона зубьев, °

 

cosβ

β

 

 

0,975

 

12,8°

6. Число зубьев                  шестерни                      колеса

 

z1

z2

/(u+1) округлен

-z1

 

23

81

7. Фактическое передаточное число

 

z2/z1

 

3,52

8.Торцовый модуль, мм

 

/ cosβ

 

1,54

9. Диаметр делительной окружности, мм

d1

d2

 

mτ·z1

mτ·z2

 

35,4

124,7

10. Диаметр окружности вершин зубьев, мм

dа1

dа2

 

d1+2mn

d2+2mn

 

38,4

127,7

11. Диаметр окружности впадин зубьев, мм

df1

df2

 

d1-2,5mn

d2-2,5mn

 

31,7

121

12. Окружная скорость, м/с

v

 

1,3

 

 

 

 

 

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

1.8 Расчет диаметров валов

На данном этапе определяются диаметры валов по условному расчету на прочность по пониженным допускаемым напряжениям

     ,    [2, с.94]

где [τ] – допускаемое касательное напряжение

[τ]=20 – для быстроходного вала

[τ]=25 – для остальных валов

Результаты расчета представлены в таблице

Таблица 1.7

Параметр

Вал

Быстроходный

Тихоходный

Т, Нм

25,4

90

d',мм

18,6

28,4

принимаем

20

30

dп, мм

20

30

dк, мм

25

35

 

d' – расчетный диаметр вала

dпдиаметр вала под подшипником – округление d' до ближайшего большего, кратного "0" или "5"

dкдиаметр вала под зубчатым колесом

 

 

 

 

 

 

 

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

2. Проверочный расчет зубчатых передач

         2.1. Проверка расчетных напряжений контактной выносливости

,            [4, с. 6]

где ZE=190 МПа1/2 – коэффициент, учитывающий свойства материалов сопряженных колес;

       ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей в полюсе зацепления;

       Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

       Ft=2000Т1/d1 – окружное усилие;

       u – передаточное число;

       d1 – диаметр делительной окружности шестерни;

       b2 – рабочая ширина зубчатого венца колеса     

 

Ft=2000·25,4/35,4=1435Н

,

где αt=arctg(tg20º/cosβ)=arctg(tg20º/cos12,8º)=21º

 

,

где εa=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cosβ=[1,88-3,2(1/23+1/81)]cos12,8°=1,66

 

 

 

Условия прочности по контактным напряжениям выполняются.

 

2.2. Проверка расчетных напряжений изгибной выносливости

 

           [4, с.17]

             

 

где :     

     

 

 

 

Условия прочности на изгиб выполняются.

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

2.3  Усилия в передачах

 

Усилия, действующие на валы показаны на рисунке 2

 

Силы, действующие на валы будут иметь вид:

 

-окружное усилие     Ft=2Т1/d1=2·25,4/35,4=1435 Н

-осевое усилие          Fa= Ft·tgβ=1435·tg12,8°=326 Н

-радиальное усилие  Fr= Ft·tg20°/cosβ=1435·tg20°/cos12,8°=535,6 Н

        

     [3, с. 21]

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2.  Усилия в передачах

        

Расчет усилий и результаты представлены в таблице

 

Таблица 2.1

Усилие, Н

Обозначение

Расчетная формула

Результат для колес

 

z1

z2

Окружное

Ft

2Т1/d1

1435

1435

Осевое

Ft·tgβ

326

326

Радиальное

Fr

Ft·tg20°/cosβ

535,6

535,6

 

        

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

2.4 Расчет валов на изгиб и кручение

 

2.4.1 Расчет быстроходного вала

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2.2  Схема расчета быстроходного вала

 

 

 

 

 

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

              

 2.4.1.1 Определение реакций опор

 

- в плоскости ХОZ:

 

 

;   

 

 

;        

 

- в плоскости YOZ:

 

 

 

;          

 

 

 

  ;      

 

 

                       2.4.1.2 Определение изгибающих моментов

 

- в плоскости ХОZ: 

 

 

 

- в плоскости YOZ:

 

;      

 

 

 

 

 

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

2.4.2 Расчет тихоходного вала

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2.3  Схема расчета тихоходного вала

 

 

 

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

2.4.2.1 Определение реакций опор

 

- в плоскости ХОZ:

 

 

 

 

;           

 

 

;            

 

 

- в плоскости YOZ:

 

 

 

 

 

 

 

 

  ; 

 

    

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.4.3 Результаты расчета

 

В соответствии с рисунками 2.2-2.3 данные расчета валов представлены в таблице

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

Таблица 2.2

Параметр

Обозначение

Расчетная формула

Результат по валам

 

Быстроходный

 

Тихоходный

1.Длина, мм

l1

l2

c чертежа редуктора и  из расчета

50

50

55

55

2.Реакции опор, Н

-в плоскости Х

 

-в плоскости Y

 

RAx

RBx

RAy

RBy

 

из условия равновесия балок на двух опорах

 

717,5

717,5

210,1

325,5

 

717,5

717,5

452,6

83

3.Изгибающие моменты в расчетных сечениях, Нм

-от силы Fa1

-от силы Fa2

-в плоскости X

-в плоскости Y

 

-суммарные

 

 

 

 

m1

m2

MxC

MyС

MyС

 

 

 

 

Fa1d1/2000 Fa2d2/2000

 

 

 

 

 

 

 

 

5,8

-

35,9

10,5

16,3

39,4

 

 

 

 

-

20,3

39,5

25

4,7

 

4.Вращающий момент, Нм

T

 

33,7

164,9

5.Эквивалентный момент, Нм

ME

 

89,4

232,8

6.Диаметр вала в расчетном сечении, мм

d

 

25

35

7.Эквивалентное напряжение, МПа

-при перегрузках

σЕ

 

σЕmax

 

KПσЕ

29,4

 

58,8

21,6

 

43,2

8.Материал вала

предел текучести, МПа

σT

 

сталь

40X

750

45

650

9.Допускаемые напряжения, МПа

[σ]

σT/ST

375

325

 

 

2.5 Конструктивные  элементы редуктора

         Способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора – литье. Материал – чугун СЧ-15

ГОСТ 1412-79. Размеры основных элементов редуктора приведены

в таблице

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

Таблица 2.3

Наименование параметра

Обозна-чение

Расчетная

формула

Величина

Приме-чание

1

2

3

4

5

1. Толщина стенки, мм

     - корпуса

     - крышки

 

 

δ

δ1

 

 

1,2(Tт)0,25≥6

0,9δ≥6

 

 

6

6

 

2. Толщины, мм:

     - фланца корпуса

     - фланца крышки

     - опорных лап

     - ребер жесткости

 

s

s1

s2

s3

 

1,2δ

1,2δ1

1,8δ

0,8δ1

 

9

9

12

5

 

3. Зазоры, мм:

- между колесами и стенкой по диаметрам

- между колесами и стенкой по торцам

- между z2т и дном

 

Δ1

 

Δ2

 

Δ3

L=0,5da1+aw+0,5da2

L1/3+3

 

Δ2=Δ1

 

≥4 Δ1

227

10

 

10

 

40

 

4. Диаметры винтов крепления, мм:

     - крышки редуктора к корпусу

     - лапы к раме

        число винтов d2

     - крышки бобышки к корпусу

        число винтов d3

      - крышки смотрового люка

 

 

d1

 

d2

z2

d3

 

z3

d4

 

 

1,25(Tт)1/3≥10

 

1,25d1

при awт ≤315 мм

 

 

 

(0,5…0,6)d1)≥6

 

 

10

 

16

4

8

 

6

6

 

 

 

 

 

aw =80 мм

5. Диаметры штифтов, мм

(0,7…0,8)d1

10

 

6. Ширина, мм:

    - фланца корпуса и бобышек подшипников

    - опорной лапы

 

К1

 

К2

 

≥2,1d1

 

(2,3…2,5)d0

 

22

 

45

 

 

d0=18 мм

 

 

 

 

 

Продолжение таблицы 2.3

7. Расстояние от края до оси винта, мм:

     - d1

     - d2

     - d3

 

 

 

С1

С2

С3

 

 

 

1,05d1

(1,1…1,2)d0

(1,0…1,2)d3

 

 

 

13

22

8

 

8. Высота центров, мм

 

h

 

0,5da2+Δ3+s2

 

116

 

 

1

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

2.6 Смазка зацеплений и подшипников

                           

 

h

                                                                                                  1 –  плоскость разъема

 

2

 

Δ3

                                                                                           2 – уровень масла

 

3

                                                                                         3 – дно

 

 

Рисунок 2.2 Определение уровня масла

 

Окружная скорость

vdn/60000=π·35,4·700/60000=1,3м/с;  σH=517 МПа

При скоростях v=0,3…12,5 м/с применяют картерную смазку окунанием зацепления.

Высота верхнего уровня масла в редукторе

 

Принимаем hм=60 мм

 

         Требуемая кинематическая вязкость масла при  σH до 600 МПа и

v =1,3 м/с  μ=23 мм2/с (при t=40°). Рекомендуемая марка индустриального масла И-20А  ГОСТ 20799-88 (μ=23…27 мм2/с).

Смазка подшипников при скорости вращения быстроходного вала vБ=1,3м/с  разбрызгиванием.

         Выходные концы валов закрыты манжетными уплотнителями.

        

2.7 Подбор подшипников качения

 

Для установки валов применяем шариковые радиальные шарикоподшипники по ГОСТ 8338-75   

 

         2.7.1 Определение нагрузки на опорах валов

 

- Быстроходный вал:

 

 

Fa=326H

- Тихоходный вал:

 

 

Fa=326Н

Для обеспечения работы подшипников в течение срока службы привода предварительно принимаем подшипники по диаметрам валов:

- для быстроходного вала – 204

- для тихоходного вала – 206

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

 

 

           2.7.2 Расчет долговечности подшипников

        

         Расчет подшипников для каждого вала ведем по наиболее нагруженной опоре.

         2.7.2.1 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

,     Н,          [4, с. 83]

где V=1 – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца);

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

       Х – коэффициент радиальной нагрузки;

        Y – коэффициент осевой нагрузки;

       Кб=1,3 – коэффициент безопасности;

       КТ=1 – температурный коэффициент.

Коэффициенты X и Y определяем в зависимости от отношения Fa/(V·Fr) в сравнении с коэффициентом е, который определяется по таблице в зависимости от отношения Fa/Cor,

где Cor – статическая грузоподъемность подшипника.

         2.7.2.2 Долговечность подшипников

,  млн.оборотов ,    [4, с. 84]

 , часов

где Сr – базовая динамическая грузоподъемность;

       р=3 – показатель степени для шариковых подшипников;

      р=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников

       Lh=9000 часов – требуемая долговечность привода [п. 1.3.2].

Результаты расчета подшипников для каждого вала представлены в таблице

Таблица 2.4

Параметр

Обозначение

Значение для подшипника

204

206

 

Радиальная нагрузка, H

Fr

788

848,4

 

Осевая нагрузка, H

Fa

326

326

 

Статическая грузоподъемность, кН

Cor

6,3

11,6

 

 

 

Отношение

Fa/Cor

0,0517

0,0281

Коэффициент

е

0,217

0,251

Отношение

Fa/(V·Fr)

0,436

0,384

Коэффициент радиальной нагрузки

Х

1

1

Коэффициент осевой нагрузки

Y

0

0

Эквивалентная нагрузка, H

PE

1375

939

Динамическая грузоподъемность, kH

Cr

11,5

22,5

Долговечность подшипника

L, млн.об

Lh,, часов

585

13932

13759

1146620

Условие Lh>[Lh]       выполняется

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.8 Расчет шпоночных соединений

         Зубчатое колесо установлено на вал при помощи шпоночного соединения. Применена шпонка призматическая по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45

 

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

        

2.8.1 Проверка шпонки на смятие

 

 ,        

где    d – диаметр сечения вала;

         lp=l-b – расчетная длина шпонки;

         h-t1 – высота шпонки за пределами вала;

         [σсм] = 325 МПа – допускаемое напряжение смятия.

 

Основные размеры шпонок и результаты расчета [σсм] представлены в таблице 2.5

 

 

 

 

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

Таблица 2.5

Параметр

Обозначение

Место соединения

 

колесо z2Т

 

1.Диаметр вала

d

35

2.Момент, Нм

T

90

3.Длина ступицы, мм

lст

32

4.Шпонка

  -размеры, мм

 

t1

h- t1

lp

10х8х30

5,5

2,5

20

5.Напряжение, МПа

σсм

102,9

Условие прочности выполняется: σсм<[σсм]

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

3.1 Расчет опасного сечения быстроходого вала на долговечность

         Опасным сечением быстроходного вала является сечение I-I, где действуют максимальные моменты:

 Mx=35,9 Н·м; Му=16,3 Н·м; ; Т=90Н∙м

Оценку сопротивления усталости вала выполняем по величине общего коэффициента запаса прочности n

  ,     [2, с. 95]

где коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

[n]= 2,5 – допускаемый запас прочности

3.1.1 Определение коэффициента запаса прочности по нормальным напряжениям

  ,

где  σ-1 = 410 МПа – предел выносливости стали 45 при симметричном цикле нагружения;

       кσ= 1,6– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;      

εσ = 0,84 – масштабный фактор для нормальных напряжений;

β = 0,9 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

 – амплитуда цикла нормальных напряжений для сечения I-I

– среднее напряжение цикла нормальных напряжений;

ψσ = 0,2 – для углеродистых сталей.

 

Изм.

 

Лист

 

№ докум.

 

Подпись

 

Дата

 

Лист

 

  

 

 

 

 

 

 

КР ДМ И ОК 01.02.06 ПЗ

 

3.1.2 Определение коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям

 ,

где  τ-1 = 0,58·σ-1 = 0,58·410 = 237,8 МПа - предел выносливости стали 40Х при отнулевом цикле нагружения;

       кτ= 1,5 – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

ετ = 0,76 – масштабный фактор для касательных напряжений;

          – амплитуда цикла касательных напряжений;

                          

ψτ = 0,1– для углеродистых сталей

 

3.1.3 Определение общего коэффициента запаса прочности

 

 

Сопротивление усталости в опасном сечении быстроходного вала обеспечивается