Проектирование приводной станции к кормораздатчику

Проектирование приводной станции к кормораздатчику

36

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра "Сопротивление материалов и детали машин"

Курсовой проект

по дисциплине "Детали машин"

На тему: "Проектирование приводной станции к кормораздатчику"

Минск 2008

Реферат

Курсовой проект по дисциплине "Прикладная механика" состоит из пояснительной записки и графической части.

Графическая часть состоит из трех чертежей формата А1, чертежа формата А3 и трех чертежей формата А4.

Пояснительная записка содержит 37 листов машинописного текста, 5 листов приложений (спецификации редуктора и приводной станции). В пояснительной записке содержится 6 рисунков и 6 таблиц.

Ключевые слова: редуктор, зубчатая передача, вал, подшипник, корпус редуктора, прочность, выносливость, шпонка, муфта.

СОДЕРЖАНИЕ

• Реферат
• Введение
• 1. Энергетический и кинематический расчеты привода
• 2. Расчет клиноременной передачи
• 3. Расчет зубчатых цилиндрических передач редуктора
• 4. Предварительный расчет валов. Выбор муфты
• 5. проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности
• 6. Проверка шпоночных соединений
• 7. Уточненный расчет валов
• 8. Назначение посадок основных деталей редуктора
• 9. смазка редуктора
• Заключение
• Литература

Введение

Проектирование узлов и деталей имеет важное значение в машиностроении. От качества проекта и его грамотного оформления зависит то, как машина будет выполнять возложенные на нее функции, вероятность безопасной для человека и окружающей среды работы машины также напрямую зависит от конструкции машины.

Курсовой проект по конструированию деталей машин является неотъемлемой частью подготовки инженеров в большинстве технических вузов. Кроме получения навыков проектирования, студенты углубляют и расширяют свои знания в области стандартизации, получают навыки работы с государственными стандартами и другой строгой технической документацией.

Полученные навыки грамотного оформления технических проектов могут быть использованы в последующей практической деятельности, а также при выполнении дипломного проекта.

Определим КПД привода. По [1], стр. 13 находим:

КПД одной пары подшипников качения подш = 0,993;

КПД закрытой цилиндрической прямозубой передачи з.п1 = 0,965;

КПД клиноременной передачи кл.рем=0,940;

КПД муфты м = 0,985.

Общий КПД привода с учетом того, что в приводе имеется три пары подшипников определяем по формуле

пр= з.п1.з.п2.подшподшподш·кл.рем ·м(5.1)

Получаем

пр=0,965*0,965*0,992*0,992*0,992*0,940*0,985=0,842.

Мощность электродвигателя определяем по формуле

,(5.2)

где Рп = 2,5 кВт - мощность, необходимая для привода кормораздатчика

кВт.

Таблица 3.2 - Механические характеристики материалов тихоходной передачи

Для обеспечения приработки колеса и шестерни должно выполняться условие меньшей твердости колеса по отношению к шестерне

НВ1 = НВ2+(20…40).(3.1)

Получаем

НВ1 - НВ2 =270-245=25.

Можно считать, что материалы приработаются.

Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, стр. 43]:

NH lim 1 = 2,2*107;

NH lim 2 = 1,8*107.

Эквивалентное число циклов

NHЕ 1(2)=60ncLh(3.2)

гдеn- частота вращения валов (nп = 224,37 мин-1, nт = 80 мин-1);

с = 1 - число колес, находящихся в зацеплении с расчетным,

Lh = 5000ч - продолжительность работы передачи;

Получаем

NHЕ 1=60nпcLh· =60*211,32*1*5000=6,34*107;

NHЕ 2=60nтcLh =60*79,74*1*5000=2,40*107.

Коэффициент долговечности

,(3.3)

Так как NH lim 1< NHЕ 1 и NH lim 2< NHЕ 2 то принимаем ZN1=1, ZN2=1.

Предел контактной выносливости [1, стр. 43]

Н lim 1 = 2*HB1+70 = 2*270+70=610 МПа;

Н lim 2 = 2*HB2+70 = 2*245+70=560 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость для шестерни и колеса соответственно:

=0,9*610/1,1*1=499,09 МПа.(3.4)

=0,9*560/1,1*1=458,18 МПа.

где SH = 1,1 - коэффициент безопасности ([1], стр. 42).

Допускаемые контактные напряжения зависят от предела текучести выбранного материала и способа термообработки. Принимаем для шестерни и колеса

.(3.5)

Получаем

=2,8*600=1680 МПа;

=2,8*520=1456 МПа.

Расчетный диаметр шестерни

,(3.6)

гдеkd=77 МПа1/3 - для прямозубых передач;

Т1 = Тп= 120,47 Нм - крутящий момент на промежуточном валу;

bd - коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, bd = b/d1. Принимаем bd=0,9 [1, стр. 50];

КН - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для контактной прочности). Принимаем КН=1,07 [1, стр. 50];

КА - коэффициент внешней динамической нагрузки. При приводе электродвигателем для конвейера или транспортера с малой неравномерностью работы принимаем по [1, стр. 51] КА = 1,1;

u = uз.п.1 = 2,65 - передаточное число редуктора.

Получаем

мм.

Ширина венца зубчатого колеса

b2 = b=bd·=0,9*73,55=66,2 мм,(3.7)

Ширина венца шестерни

b1 = b2+(3…5)= 66,2+(3…5)=69,2…71,2 мм.

Принимаем b2=66 мм, b1=70 мм.

Принимаем предварительно z1=22.

Определяем минимальный модуль

m'=/.(3.8)

m'=73,55/22=3,34 мм.

Принимаем m=4,5 мм.

Число зубьев колеса

z2=z1·uз.п.1=22*2,64=58,08.(3.9)

Принимаем z2=58.

Окончательно начальные диаметры зубчатых колес

d1=m·z1=4,5*22=99 мм;

d2=m·z2=4,5*58=261 мм;

Расчетное межосевое расстояние

0,5*(99+261)= 180 мм.(3.10)

Действительное передаточное число

uз.п.1=z2/z2=58/22=2,64.

Проверочный расчет на контактную выносливость

Окружная сила в зацеплении

Н.(3.11)

Окружная скорость колес

м/с.(3.12)

В соответствии с рекомендациями [1, стр. 50] принимаем степень точности 9.

Удельная окружная динамическая сила в зоне ее наибольшей концентрации

,(3.13)

где Н = 0,06 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку [1, стр. 51];

go = 8,2 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

Получаем

WHv=0,06*8,2*1,09* =4,43 Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

=2437,63*1,07/66=39,52 Н/мм.(3.14)

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении

=1+(4,43/39,52)= 1,11.(3.15)

Удельная расчетная окружная сила

=2437,63*1,07*1,11*1,1/66=48,25 Н/мм.(3.16)

Расчетные контактные напряжения

,(3.17)

где ZH = 1,77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей прямых зубьев [1, стр. 44];

ZЕ = 275 МПа1/2 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес [1, стр. 44];

Z = 1 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямых зубьев [1, стр. 44].

Получаем

МПа.

Сравниваем полученное значение с наименьшим из допускаемых контактных напряжений, рассчитанных выше (НР=458,18МПа). Получаем Н<НР, т.е. контактные напряжения в зацеплении не превышают допускаемых.

Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

,(3.18)

где Тmax /Тnom = 1,1 - превышение максимального момента над номинальным

Получаем

<1456 МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость. Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Базовое число циклов напряжений

NF lim = 4*106.

Эквивалентное число циклов

NFЕ 1(2)=60nп(т)cLh (3.19)

Получаем

NFЕ 1=60nпcLh =60*211,32*1*5000=6,34·107;

NFЕ 2=60nтcLh =60*79,74*1*5000=2,39·107.

Так как NF lim < NFЕ 1 и NF lim < NFЕ 2, то принимаем коэффициент долговечности YN1=1 и YN2=1.

Предел выносливости зубьев при изгибе определяем по [1, стр. 42-43].

Flim1(2)=1,75НВ1(2)(3.20)

Получаем

Flim1=1,75НВ1=1,75*270=272,5 МПа;

Flim2=1,75НВ2=1,75*245=428,75 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения определяем как

FP1(2)=0,4 Flim1(2) YN1(2)YA(3.21)

где YA =1 - коэффициент двустороннего приложения нагрузки.

Получаем

FP1=0,4*272,5*1*1=189 МПа;

FP2=0,4*428,75*1*1=171,5 МПа.

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки определяем по [1, стр. 43]

FPmax1(2)=0,8m1(2)(3.22)

Получаем

FPmax1=0,8*600=480 МПа;

FPmax2=0,8*520=416 МПа.

Проверочный расчет на выносливость при изгибе. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Удельная окружная динамическая сила

(3.23)

где F= 0,16 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку [1, стр. 51];

go = 8,2 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [1, стр. 51].

Получаем

WFv=0,16*8,2*1,09* =11,81 Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

=2437,63*1,18/66= 43,58 Н/мм.(3.24)

где КF =1,18 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении

=1+(11,81/43,58)= 1,27.(3.25)

Удельная расчетная окружная сила

= 2437,63*1,18*1,27*1,1/66= 60,88 Н/мм.(3.26)

Коэффициент, учитывающий форму зуба

YFS1= 4,09;

YFS2= 3,66.

Дальнейший расчет производим по шестерне, так как для нее соотношение FP2/ YFS2= 189/4,09=46,21 меньше, чем для колеса [1, стр. 45].

Расчетные напряжения изгиба зуба

F1= YFS1 Y YWFt/mFP1(3.27)

гдеY = 1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Получаем

F1= 4,09*1*1*60,88/4,5=55,33<189 МПа.

Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

,(3.28)

где Тmax /Тnom = 1,1 - превышение максимального момента над номинальным

Получаем

55,33*1,1=60,86<480 МПа.

Геометрические и кинематические параметры передачи сводим в табл. 3.1.

Таблица 3.3 - Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

Таблица 3.4 - Механические характеристики материалов тихоходной передачи

Для обеспечения приработки колеса и шестерни должно выполняться условие (3.1).

Получаем НВ1 - НВ2 =270-245=25, т.е. материалы приработаются.

Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, стр. 43]:

NH lim 1 = 2,2*107;

NH lim 2 = 1,8*107.

Эквивалентное число циклов определяем по (3.2)

Получаем

NHЕ 1=60nбcLh· =60*560,00*1*5000=1,68*107;

NHЕ 2=60nпcLh =60*211,32*1*5000=6,34*107.

Так как NH lim 1< NHЕ 1 и NH lim 2< NHЕ 2 то принимаем коэффициенты долговечности ZN1=1, ZN2=1.

Предел контактной выносливости [1, стр. 43]

Н lim 1 = 2*HB1+70 = 2*270+70=610 МПа;

Н lim 2 = 2*HB2+70 = 2*245+70=560 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость для шестерни и колеса определяем по (3.4). Получаем соответственно

НР1 =0,9*610/1,1*1=499,09 МПа.НР2 =0,9*560/1,1*1=458,18 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при максимальной нагрузке определяем по (3.5).

Получаем

=2,8*600=1680 МПа;

=2,8*520=1456 МПа.

Расчетный диаметр шестерни находим по (3.6), при этом принимаем kd=77 МПа1/3; Т1 = Тб=47,58 Нм; bd=1,2; КН=1,2; КА = 1,1; u = uз.п.1 = 2,65.

Получаем

мм.

Ширина венца зубчатого колеса по (3.7)

b2 = 1,2*50,93=61,12 мм.

Ширина венца шестерни

b1 = b2+(3…5)= 61,12+(3…5)=64,12…66,12 мм.

Принимаем b2=61 мм, b1=65 мм.

Принимаем предварительно z1=22.

Определяем минимальный модуль по (3.8)

m'=50,93/22=2,32 мм.

Принимаем m=3 мм.

Число зубьев колеса по (3.9)

z2=22*2,65=58,3.

Принимаем z2=58.

Окончательно начальные диаметры зубчатых колес

d1=m·z1=3*22=66 мм;

d2=m·z2=3*58=174 мм;

Расчетное межосевое расстояние по (3.10)

0,5*(66+174)= 120 мм.

Действительное передаточное число

uз.п.1=z2/z2=58/22=2,64.

Проверочный расчет на контактную выносливость

Окружная сила в зацеплении по (3.11)

Н.

Окружная скорость колес по (3.12)

м/с.

В соответствии с рекомендациями [1, стр. 50] принимаем степень точности 9.

Удельная окружная динамическая сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.13), где Н = 0,06; go = 7,3.

Получаем

WHv=0,06*7,3*1,93* =5,70 Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.14)

WHtp=1441,8*1,2/61=28,36 Н/мм.

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении по (3.15)

КНv=1+(5,7/28,36)= 1,2.

Удельная расчетная окружная сила по (3.16)

WHt=1441,8*1,2*1,2*1,1/61=37,44 Н/мм.

Расчетные контактные напряжения по (3.17) при ZH = 1,77; ZЕ = 275 МПа1/2; Z = 1.

Получаем

МПа.

Сравниваем полученное значение с наименьшим из допускаемых контактных напряжений, рассчитанных выше (НР=458,18 МПа). Получаем Н<НР, т.е. контактные напряжения в зацеплении не превышают допускаемых.

Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки производим по формуле (3.18).

Получаем

<1456 МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость. Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Базовое число циклов напряжений NF lim = 4*106.

Эквивалентное число циклов по формуле (3.19):

NFЕ 1=60nбcLh =60*560,00*1*5000=1,68·108.

NFЕ 2=60nпcLh =60*211,32*1*5000=6,34·107;

Так как NF lim < NFЕ 1 и NF lim < NFЕ 2, то принимаем коэффициент долговечности YN1=1 и YN2=1.

Предел выносливости зубьев при изгибе определяем по (3.20):

Flim1=1,75НВ1=1,75*270=272,5 МПа;

Flim2=1,75НВ2=1,75*245=428,75 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения определяем по (3.21):

FP1=0,4*272,5*1*1=189 МПа;

FP2=0,4*428,75*1*1=171,5 МПа.

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки определяем по (3.22)

FPmax1=0,8*600=480 МПа;

FPmax2=0,8*520=416 МПа.

Проверочный расчет на выносливость при изгибе. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Удельная окружная динамическая сила по (3.23), при F= 0,16; go = 7,3:

WFv=0,16*7,3*1,93* =15,2 Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.24), где КF =1,39:

WFtp=1441,8*1,39/61= 32,85 Н/мм.

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении по формуле (3.25)

КFv=1+15,2/32,85=1,46.

Удельная расчетная окружная сила по формуле (3.26)

WFt=1441,8*1,39*1,46*1,1/61=52,76 Н/мм.

Коэффициент, учитывающий форму зуба

YFS1= 4,09; YFS2= 3,66.

Дальнейший расчет производим по шестерне, так как для нее соотношение FP2/ YFS2= 189/4,09=46,21 меньше, чем для колеса [1, стр. 45].

Расчетные напряжения изгиба зуба по (3.27), где Y = 1; Y=1:

F1= 4,09*1*1*52,76/3= 71,93<117 МПа.

Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой по формуле (3.28):

71,93*1,1= 79,12<480 МПа.

Геометрические и кинематические параметры передачи сводим в табл. 3.1.

Таблица 3.5 - Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

Рис. 5.1. Расчетная схема быстроходного вала редуктора.

Рис. 5.2. Расчетная схема промежуточного вала редуктора.

Рис. 5.3. Расчетная схема тихоходного вала редуктора.

По расчетным схемам составляем уравнения равновесия и определяем неизвестные реакции опор.

Для быстроходного вала:

-Frб1*l2-RБу*(l2+l3)=0;

RБу= -Frб1*l2/ (l2+l3)=-495*55/(55+123)= -152,95 Н;

Frб1*l3+RAy*(l2+l3)=0;

RAy= -Frб2* l3/(l2+l3)=-495*123/(55+123)=-342,05 Н;

Ftб1*l2-RБx*(l2+l3)-Fкл.рем*l1=0;

RБx= (Ftб1*l2- Fкл.рем*l1)/ (l2+l3)=(1360*55-836,84*63)/(55+123)=124,04 Н;

-Ftб1*l3+RAx*(l2+l3)-Fкл.рем*(l1+l2+l3)=0;

RAx= (Ftб1*l3+ Fкл.рем*(l1+l2+l3))/ (l2+l3)=

=(1360*123+836,84*(63+55+123))/(55+123)=2072,8 Н.

Для промежуточного вала находим: RAy=724Н; RБу=584,23Н; RAx=-1192,63Н; RБx=205,17Н.

Для тихоходного вала находим: RAy=294,70Н; RБу=505,84Н; RAx=197,78Н; RБx=3149,80Н.

Нагрузка на подшипники быстроходного вала:

подшипник А Н;

подшипник БН.

Нагрузка на подшипники промежуточного вала:

подшипник А Н;

подшипник БН.

Нагрузка на подшипники тихоходного вала:

подшипник А Н;

подшипник БН.

Быстроходный вал

Расчет ведем по левой опоре т.к. RА > RВ, а осевые силы не действуют..

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный легкой серии №206.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

(5.4)

где Х = 1- коэффициент радиальной нагрузки,

V = 1 - коэфф., учитывающий какое кольцо вращается,

КТ = 1 - коэфф., учитывающий температуру подшипника,

К = 1,5 - коэфф. безопасности для средних условий работы.

Получаем:

Р=1*1*2100,83*1*1,5= 3151,25 Н.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность

,(5.5)

Получаем

Н.

Динамическая грузоподъемность выбранного подшипника С=19500 Н.

Условие СрасчС выполняется и подшипник подходит по динамической грузоподъемности.

Промежуточный вал

Расчет ведем по левой опоре т.к. RА > RБ.

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный легкой серии №205.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по (5.4):

Р=1*1*1395,19*1*1,5= 2092,79 Н.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность по (5.5)

Н.

Динамическая грузоподъемность выбранного подшипника С=14000 Н.

Условие СрасчС выполняется и подшипник подходит по динамической грузоподъемности.

Тихоходный вал

Расчет ведем по правой опоре т.к. RБ > RА.

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный легкой серии №210.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по (5.4):

Р=1*1*3381,77*1*1,5= 5072,66 Н.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность по (5.5)

Н.

Динамическая грузоподъемность выбранного подшипника С=35100 Н.

Условие СрасчС выполняется и подшипник подходит по динамической грузоподъемности.

Таблица 7.1 - Механические характеристики материала валов

Рис. 7.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала

Наиболее опасным будет сечение в месте канавки под стопорное кольцо для фиксации подшипника в левой опоре, так как в нем действует изгибающий момент и крутящий момент, а также имеется концентратор напряжений в виде канавки.

Опасное сечение расположено в 55 мм от левого конца вала. В нем действует изгибающий момент Мизг=Fкл.рем*55=836,84*55= 46026,28 Н·мм.

Произведем уточненный расчет для опасного сечения.

Момент сопротивления изгибу по формуле

(7.1)

где dm = 30 мм - диаметр вала;

r = 0,75 мм - глубина канавки.

Получаем

мм3.

Амплитудные напряжения изгиба:

а=Мизг/WиН=46026,28/2271,51=20,26 МПа.(7.2)

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении

(7.3)

гдеk =2,0 - коэффициент концентрации напряжений по изгибу [1, стр. 76];

kd = 0,81 - коэффициент влияния абсолютных размеров сечения;

kF = 0,84 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности;

kv = 1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Получаем

.

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям

s=-1/(akд) (7.4)

где-1=600 МПа - предел выносливости гладких цилиндрических образцов при симметричном цикле изгиба [1, стр. 268].

Получаем

s=600/(20,26*2,67)= 11,09.

Момент сопротивления кручению:

(7.5)

Амплитудные напряжения кручения:

(7.6)

а=0,5*47,58*1000/4543,02= 5,24 МПа.

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении

(7.7)

гдеk=1,65 - коэффициент концентрации напряжений по кручению [1, стр. 76];

kd = 0,81 - коэффициент влияния абсолютных размеров сечения;

kF = 0,84 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности;kv = 1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Получаем

.

Коэффициент запаса прочности вала по касательным напряжениям

s=-1/(akд) (7.8)

где-1=320 МПа - предел выносливости гладких цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения [1, стр. 268].

Получаем

s=320/(5,24*2,24)= 27,31.

Общий запас сопротивления усталости

,(7.9)

Получаем

>1,3.

В данном опасном сечении обеспечивается достаточный запас прочности.

Рис. 7.2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала

Наиболее опасным будет сечение под шестерней тихоходной передачи, где действует максимальный изгибающий момент

Мизг== =81343,65 Н*мм

и крутящий момент Т=120210 Н*мм, а также имеется концентратор напряжений в виде шпоночного паза.

Произведем уточненный расчет для опасного сечения.

Момент сопротивления изгибу

(7.10)

гдеdm = 30 мм -диаметр вала под шпонкой, t1 = 4 мм - глубина шпоночного паза, b = 8 мм - ширина шпонки.

 мм3.

Амплитудные напряжения изгиба:

а=Мизг/WиН=81343,65/2288,84= 35,54 МПа.(7.11)

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении по формуле (7.3), где принимаем k =1,85; kd = 0,81; kF = 0,84; kv = 1.

Получаем

.

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям по (7.4)

s=600/(35,54*2,49)= 6,79.

Момент сопротивления кручению:

(7.12)

мм3.

Амплитудные напряжения кручения по (7.6)

а=0,5*120210/4938,22=12,17 МПа.

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении по (7.7), где k=1,7; kd = 0,81; kF = 0,84; kv = 1

Получаем

.

Коэффициент запаса прочности вала по касательным напряжениям по (7.8)

s=320/(12,17*2,3)= 11,43.

Общий запас сопротивления усталости по (7.9):

>1,3.

В данном опасном сечении обеспечивается достаточный запас прочности.

Рис. 7.3. Эпюры изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала

Опасное сечение расположено в 83 мм от правого конца вала. В нем действует изгибающий момент Мизг=Fм*83=1217,08*83=101017 Н·мм.

Произведем уточненный расчет для опасного сечения.

Момент сопротивления изгибу по формуле (7.1), где dm=50 мм, r=1,5мм

мм3.

Амплитудные напряжения изгиба по (7.2):

а= 101017/10187,63=9,92 МПа.

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении по формуле (7.3), где принимаем k =2,0; kd = 0,72; kF = 0,84; kv = 1.

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям по (7.4)

s=600/(9,92*2,98)= 20,34.

Момент сопротивления кручению по (7.5):

.

Амплитудные напряжения кручения по (7.6):

а=0,5*488110/20375,26=11,98 МПа.

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении по (7.7), где принимаем k=1,65; kd = 0,72; kF = 0,84; kv = 1.

Коэффициент запаса прочности вала по касательным напряжениям по (7.8)

s=320/(11,98*2,49)=10,74.

Общий запас сопротивления усталости по (7.9):

>1,3.

В данном опасном сечении обеспечивается достаточный запас прочности.