На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


курсовая работа Проектирование вертолетного редуктора

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 25.06.2012. Сдан: 2011. Страниц: 25. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


     Реферат 

     Курсовой  проект.
Пояснительная записка: стр.52, рис.8, источников 5.
     Графическая документация: 3 листа  А1. 
 
 

  Редуктор, подшипник, гайка, болт, вал, корпус, зубчатое колесо. 

     Разработана конструкция редуктора  для передачи и  усиления крутящего  момента с вала двигателя на винт. Обоснована целесообразность использования зубчатых колёс. 
 

 

Содержание
Введение           6
1. Кинематический и  энергетический расчеты  редуктора    7
1.1 Определение общего  передаточного отношения  и распределение  его по ступеням 7
1.2 Определение частот  вращения всех  элементов привода    7
1.3 Определение числа  сателлитов для  планетарной ступени    8
1.4 Определение КПД  ступени и мощности  на валах     8
1.5 Определение крутящих  моментов на валах      8
2. Расчет зубчатых  передач редуктора       9
2.1 Выбор материала  зубчатого колеса  и обоснование  термообработки  9
2.2 Определение допускаемых  контактных напряжений     9
2.3 Определение допускаемых  напряжений изгиба     12
2.4 Расчет конической  передачи        15
2.4.1 Определение основных параметров конической передачи с прямым зубом 15
2.4.2 Определение модуля  и числа зубьев      15
2.4.3 Проверочный расчет  передачи на контактную  прочность   16
2.4.4 Проверочный расчет  передачи на выносливость  по изгибу   16
2.4.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках 17
2.4.6 Определение геометрических  размеров передачи     17
2.5 Расчет планетарной  передачи        19
2.5.1 Определение габаритов  передачи «a-g»      19
2.5.2 Определение модуля  зацепления       19
2.5.3 Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений   20
2.5.4 Определение геометрических  размеров передачи     20
2.5.5 Определение ширины  bW центрального колеса «в»    21
2.5.6 Проверочный расчет  передачи на контактную  прочность   21
2.5.7 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу   23
2.5.8 Проверочный расчет  передачи на статическую  прочность при  перегрузках 23
3. Определение усилий  в зацеплении       24
3.1 Расчет усилий  в зацеплении конической  передачи     24
3.2 Расчет усилий  в зацеплении планетарной передачи    24
4. Обоснование конструкции  и определение  размеров основных  деталей 
и узлов привода          25
4.1 Предварительное  определение диаметров  валов и осей    25
4.2 Эскизная компоновка  и определение  размеров основных  деталей привода 26
4.3 Определение усилий в опорах и подбор подшипников качения   26
4.4 Уточненный расчет  валов и осей       29
4.4.1 Построение эпюр  изгибающих и крутящих  моментов    29
4.4.2 Расчет диаметров  валов на статическую  прочность в опасных  сечениях 32
4.4.3 Проверочный расчет валов на выносливость     33
4.5 Расчет подшипников  качения на долговечность     46
5. Расчет шлицевых  соединений        48
6. Расчет резьбовых  соединений        49
7. Выбор. расчет  и описание системы  смазки и уплотнения    49
8. Порядок сборки. разборки и регулировки зазоров в зацеплении и подшипников качения            49
Заключение           51
Список  использованных источников       52
Приложение           53
 

     Введение
     Производственные  процессы в большинстве  отраслей народного  хозяйства выполняют машины, и дальнейший  рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения.
     К важнейшим требованиям, предъявляемым к  проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.
     Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев , важнейшие среди которых - прочность , надёжность , износостойкость , жёсткость , виброустойчивость , теплостойкость , технологичность.
     Зубчатые передачи в современной  промышленности имеют большое значение. Благодаря высокому КПД они широко применяются  в технике. В данной работе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редуктор вертолёта. Расчет осуществляется в трёх вариантах. Это необходимо для выбора оптимального подбора зубчатых колёс.
     Курсовой  проект по деталям  машин является первой конструкторской  работой студента и, поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин - приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.
 

       1 Кинематический  и энергетический  расчеты редуктора
      1.1 Определение общего  передаточного отношения  и распределение  его по ступеням

      Согласно  заданию имеем  частоту вращения валов

      
      
      Общее передаточное число  редуктора 
        

      
      Согласно  рекомендации имеем
      
      примем  , тогда
        

      1.2 Определение частот  вращения всех  элементов привода

      Частота вращения вала I             (см. исходные данные)

      Частота вращения вала II          

      Частота вращения вала III          (см. исходные данные)

      Частота вращения  зубчатого  колеса «а» при  остановленном водиле

      
      Частота вращения  зубчатого  колеса «b» при остановленном водиле
      
       , отсюда
       ,
       . 

      1,3 Определение числа  сателлитов для  планетарной ступени

      Число сателлитов для планетарной  ступени определяется по формуле

       ,
        округляем  до целого так,  чтобы  , отсюда .
 

       1,4 Определение КПД  ступени и мощности  на валах
      Т.к. передача авиационная, она требует обеспечения  высокой надежности, работает с умеренными скоростями и высокими нагрузками, то согласно рекомендации [1] для всех зубчатых колес выбираем  7-ю степень точности. Для нее имеем:
      цилиндрическая  передача
      Тогда 
       .
      Мощности  на валах определяются по следующей формуле:
      
      
      
        

      
      Определение крутящих моментов на валах
 
      Крутящие  моменты на валах  определяются по следующей  формуле:
       , тогда
      крутящий  момент на валу I: ;
      крутящий  момент на валу II: ;
      крутящий  момент на валу III: ;
      момент, действующий на колесо «a»: ;
      момент, предаваемый с  шестерни «а» к  сателлиту «g»: , где
       - коэффициент  неравномерности  при одном плавающем колесе и числе сателлитов , согласно рекомендации [2] имеем , отсюда
      
      момент, передаваемый от сателлита  «g» к корончатому  колесу «b»:
       . 

      2, Расчет зубчатых передач редуктора
      2,1 Выбор материала  зубчатого колеса  и обоснование  термообработки
      Т.к. передача авиационная, требующая обеспечения  высокой надежности, малой массы и  габаритов, то для всех зубчатых колес привода выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой - цементацией, заготовка - штамповка; механические свойства приведены в таблице:
 

      
Марка стали Вид термо-обработки Механические  характеристики

Твердость зубьев

На  поверхности

В сердцевине

12Х2Н4А

цементация

HRС 58…63

HRС 35…40

1200 1000
 
      2,2 Определение допускаемых  напряжений
      Контактные  напряжения для каждого  зубчатого колеса определяются по формуле:
       , где j - номер зубчатого колеса,
       - базовый  предел контактной  выносливости.
      Т.к. для всех зубчатых колес материал одинаковый, то согласно рекомендации [1] имеем:
       ,
       - коэффициент  безопасности, т.к.  заготовка - штамповка, то согласно рекомендации [1] имеем:
       - коэффициент  долговечности, определяется  по формуле:
       , где
       - базовое  число циклов перемены  напряжений, т.к. HRC>56, то согласно рекомендации [1] имеем:
       ,
       - расчетное  число циклов перемены  напряжений при  переменном режиме, определяется по формуле:
       , где
       - число зацеплений  каждого колеса за 1 оборот,
      i - номер режима, тогда
      для колеса :
      
                                       
                        
                           , отсюда
      
        для колеса  :
      
                                       
                    
                        , отсюда
      
      для шестерни «а»:
      
                                         
                        
                              , отсюда
      
      для сателлита «g»:
      
                                         
                            
                                 , отсюда
        
      для корончатого колеса «b»:
      
                                         
                         
                             ,  

      отсюда
        

      Т.к. и , то . Для остальных колес имеем:
       ,
       ,
       ,
      Тогда допускаемые напряжения будут равны:
       ,
       ,
       ,
       ,
       .
      В качестве расчетных  допускаемых напряжений для каждой пары зубчатых колес принимаем наименьшее значение из двух полученных:
      
      
      
 

       2,3 Определение допускаемых  напряжений изгиба
      Допускаемые напряжения изгиба для  каждого зубчатого  колеса определяются по формуле:
       , где 
      j - номер зубчатого колеса,
       - базовый  предел выносливости.
      Т.к. для всех зубчатых колес материал одинаковый, то согласно рекомендации [1] имеем:
       ,
       - коэффициент  безопасности, согласно  рекомендации [1] имеем: 
       - коэффициент  долговечности, определяется  по формуле:
       , где
       - базовое  число циклов перемены  напряжений, согласно рекомендации [1] имеем:
       ,
       - расчетное  число циклов перемены  напряжений при  переменном режиме, определяется по формуле:
       , где
       - число зацеплении  каждого колеса за 1 оборот,
      i - номер режима,
      т.к. HB>350, то , тогда 

      для колеса :
      
                                       
                        
                            ,  отсюда
        

        для колеса  :
      
                                       
                    
                        , отсюда
      
      для шестерни «а»:
      
                                         
                        
                              , отсюда
      
      для сателлита «g»:
                                         
                            
                                 , отсюда
      
        для корончатого  колеса «b»:
      
                                         
                         
                             ,  

      отсюда
      
      Т.к. , то .
      Т.к. зубья колес 1, 2, шестерни «а» и корончатого  колеса «b» работают одной стороной, то согласно рекомендации [1] имеем: . Т.к. зубья сателлита «g» работают двумя сторонами, то согласно рекомендации [1] имеем: . Тогда допускаемые напряжения будут равны:
       ,
       ,
       ,
       ,
       .
 

       2.4 Расчет конической  передачи.
      2.4.1. Определение основных  параметров конической  передачи с прямым  зубом.
      Исходные  данные для расчета: .
      Т.к. межосевой угол в конической передачи то примем коэффициент ширины конического колеса относительно конусного расстояния .
      Коэффициент нагрузки .
      Определим - угол у вершины начального конуса шестерни:
      
      Определим внешний делительный  диаметр шестерни по формуле
      
      Определим конусное расстояние :
      
      Далее найдем - рабочую ширину зубчатого венца:
       . Округляя, получим  . 

      2.4.2. Определение модуля  и числа зубьев.
       - коэффициент  формы зуба. Для  седьмой степени  точности  (см. рекомендацию [1]).
      Определим - окружной модуль на внешнем торце конических колес по формуле:
      
      Число зубьев шестерни . Примем .

      Число зубьев колеса . Примем .

      Определим передаточное число  : .

      Относительное отклонение полученного  передаточного числа  от принятого определим  по формуле: ; .

      Определим - окружной модуль на середине ширины зубчатого венца конического колеса:
      Определим средний делительный  диаметр шестерни :
 

       2.4.3. Проверочный  расчет передачи  на контактную  прочность.
      Определим окружную скорость V по формуле : .
       - коэффициент  динамической нагрузки  определим по рекомендации [1] (см. приложение 5, стр.25).
       - коэффициент  ширины зубчатого  венца относительно  нормального диаметра  шестерни:
       - коэффициент  концентрации нагрузки
       - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса. Т.к. HB>350, то , согласно рекомендации [1]. Шестерня расположена симметрично относительно опор, следовательно, согласно рекомендации [1] (см. приложение 5, стр. 25), имеем .
      Тогда .
      Определим расчетное контактное напряжение :
      
      Из  последнего уравнения  видно, что контактные напряжения в зубьях находятся в допускаемых пределах. 

      2.4.4. Проверочный расчет  передачи на выносливость  по изгибу.
      Эквивалентное число зубьев шестерни: . Примем .
      Эквивалентное число зубьев колеса: , где .
       . Примем  .
      Определим и из рекомендации [1] (см. приложение 9,10, стр.28).
       ;
      Напряжения  по изгибу определяем по формуле , где .
      Определим расчетные напряжения по изгибу для шестерни:
      Расчетное напряжение по изгибу для колеса:
      Из  предыдущих расчетов и . Следовательно, и . 

      2.4.5. Проверочный расчет  передачи на статическую  прочность при  перегрузках.
      Определим максимальное расчетное  контактное напряжение
       , где  , .
      Следовательно, получим: .
      Определим максимальное контактное напряжение исходя из условий обработки. При цементации имеем
       - условие  выполняется.
      Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу :
       ,
       .
      Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу . При имеем: .
       - условие  выполняется. 

      2.4.6. Определение геометрических размеров передачи.
      Внешний делительный диаметр  для шестерни: . Примем
      Внешний делительный диаметр для колеса: Примем
      Внешнее конусное расстояние . Примем .
      Среднее конусное расстояние . Примем
      Средний делительный диаметр шестерни: . Примем
      Средний делительный диаметр  колеса: . Примем
      Внешняя высота головки зубьев: .
      Внешняя высота ножки зубьев: .
      Угол  ножки зубьев:
      Из  предыдущих расчетов , . Угол конуса вершины шестерни и колеса соответственно: ,
                   .
      Угол  конуса впадин шестерни, колеса соответственно:
       ,
       .
      Внешний диаметр вершин зубьев: , .
      Расстояние  от вершины конуса до плоскости внешней  окружности вершин зубьев шестерни и колеса, соответственно:
        . Примем .
       . Примем  .
 

       2.5 Расчет планетарной  передачи.
      2.5.1. Определение габаритов  передачи a-g.
      Исходные  данные для расчета: , , СТ=7.
      Коэффициент нагрузки .
      Коэффициент рабочей ширины венца  зубьев колеса относительно его делительного диаметра .
      Так как  , то определим делительный диаметр центрального колеса по формуле
      
      Далее найдем - рабочую ширину зубчатого венца:
       . Округляя, получим  .
      Найдем  уточненный коэффициент  рабочей ширины венца  зубьев колеса относительно его делительного диаметра . По значению .подбираем значение коэффициента неравномерности нагрузки.
      
      Определим окружную скорость V по формуле: .
      По  значению .подбираем значение коэффициента динамической нагрузки.
      Уточненный коэффициент нагрузки . 

      2.5.2. Определение модуля  зацепления. 

      Так как поверхность  подвергалась химико-термической  обработке - цементации, то минимально допустимое значение модуля зацепления . Коэффициент формы колеса примем равным , а за допускаемое изгибное напряжение примем меньшее из и : .
      Так как  , то определим модуль зацепления по формуле:
      По  ГОСТ 9563-60 (см. табл.2 приложения) примем : .
      Определим число зубьев центрального колеса «а»: . Округляя, получим . Соответствующее ему значение . 

      2.5.3. Подбор чисел зубьев  и уточнение передаточных  отношений.
      Так как  , то число зубьев центрального колеса «а»: .
        Округляя, получим .
      Число зубьев центрального колеса «b» определяем по формуле: .
      Число зубьев сателлита  «g»: .
      Уточненное  значение передаточного  числа планетарной  передачи
      Относительное отклонение полученного  передаточного числа  от принятого определим  по формуле: ; .
      Уточненные  значения других передаточных чисел:
       ,
       . 

      2.5.4. Определение геометрических  размеров передачи.
      Межосевое расстояние .
      Делительный диаметр центрального колеса «а» и его  начальный диаметр: .
      Делительный диаметр центрального колеса «b» и его начальный диаметр:
      Делительный диаметр сателлита  «g» и его начальный  диаметр: .
      Диаметр вершин зубьев центрального колеса «а»:
      Диаметр вершин зубьев сателлита «g»:
      Диаметр вершин зубьев центрального колеса «b»:
      Нормальные  толщины зубьев: . 

      2.5.5. Определение ширины  коронки  центрального колеса «в».
      Из  предыдущих расчетов: , , , , , , , , , .
      Коэффициент формы центрального колеса «в» найдем по формуле: .
      Рабочая ширина венца зубчатого  колеса из расчета  на изгибную прочность:
      
      Коэффициент торцового перекрытия определим по формуле: .
      Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: .
      Рабочая ширина венца зубчатого  колеса из расчета  на контактную прочность: .
      Так как  , то , округляя до целого . 

      2.5.6. Проверочный расчет  передачи на контактную  прочность.
      Из  предыдущих расчетов: , , , , , , , , , .
      Так как  , то , , , .
      Передаточное  число  .
        коэффициент рабочей  ширины венца зубьев  колеса относительно  его делительного  диаметра . По значению .подбираем значение коэффициента неравномерности нагрузки.
      
      Коэффициент нагрузки .
      Коэффициент торцового перекрытия определим по формуле: .
      Коэффициент, учитывающий суммарную  длину контактных линий: .
      Контактное  напряжение:
 

       2.5.7. Проверочный  расчет передачи  на выносливость  по изгибу.
      Из  предыдущих расчетов: , , , , , , , .
      Определим коэффициенты формы  центрального колеса «а» и сателлита  «g» и соответственно из рекомендации [1]:
       ,
       .
      Коэффициент рабочей ширины венца  зубьев колеса относительно его делительного диаметра . Зная , определим .
      Коэффициент нагрузки
      Напряжения по изгибу на центральном колесе «а» определяем по формуле .
      
      Напряжения  по изгибу на сателлите «g» определяем по формуле .
       .
        и  - условия выполняется. 

      2.5.8. проверочный расчет  передачи на статическую  прочность при  перегрузках.
      Из  предыдущих расчетов: , .
      Определим максимальное расчетное контактное напряжение
       , где  , .
      Следовательно, получим: .
      Определим максимальное контактное напряжение исходя из условий обработки. При цементации имеем
       - условие  выполняется.
      Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу :
       ,
       .
      Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу . При имеем: .
       - условие  выполняется.
 

       3. Определение  усилий в зацеплениях.
      3.1. Расчет усилий  в зацеплении конической  передачи.
      Условно принимаем, что равнодействующая сил, действующих по линии контакта зубьев конического колеса, приложена в среднем сечении зуба в полюсе зацепления. Изобразим коническую передачу с углами делительных конусов и . Построим зацепление эквивалентных колес и картину зацепления в нормальном сечении А-А. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      Полное  усилие в зацеплении направлено по линии зацепления, как общей нормали к профилю. Разложим на составляющие -окружное усилие и силу .
      
      
      
      Найдем  радиальную и осевую составляющие в зацеплении конических колес.
      
        

      3.2. Расчет усилий  в зацеплении планетарной  передачи. 

      Изобразим планетарную передачу, а также усилия, возникающие в  зацеплении: 
 
 
 
 
 
 
 
 

      
      Так как  , получаем
      
      Тогда
      4. Обоснование конструкции  и определение  размеров основных  деталей и узлов  привода.
      4.1. Предварительное  определение диаметров  валов и осей.
      Определим диаметры валов из условия прочности  по касательным напряжениям:
       , где  - крутящий момент,
                         - коэффициент  пустотелости,
                             - допускаемое  напряжение кручения.
      Для первого вала принимаем  , .
      
      Для второго вала принимаем  , .
      
      Для третьего вала принимаем  , .
      
      Скруглим  значения диаметров до целых чисел, предварительно сравнив с нормальным рядом. Тогда получаем значения диаметров валов: .
 

      4.2 Эскизная компоновка  и определение  размеров основных  деталей привода
     Для проектирования выбираем вариант редуктора, рассчитанный с использованием компьютера, т.к. этот вариант имеет меньшие габариты по сравнению с вариантом рассчитанным вручную.
     Результаты  расчета и размеры основных деталей привода даны в приложении. 

     4.3 Определение усилий  в опорах и подбор  подшипников качения
     Согласно  эскизному проекту  определим реакции  опор и подберем подшипники качения.

Входной вал

     

     рис.1
     По  уравнению моментов нахожу:
      ;
      ;
      ;
      .
     Для опоры А выбираем роликовый подшипник  №2209: d=45мм, D=65мм, B=19мм, C=44кН.
     Для опоры В выбираем шариковый подшипник  №126209: d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=38,7кН, .
 

      Промежуточный вал
     

     рис.2
     По уравнению моментов нахожу:
      ;
      ;
      ;
      ;
     Для опоры А выбираем роликовый подшипник  №2211: d=55мм, D=100мм, B=21мм, C=56,1кН.
     Для опоры В выбираем шариковый подшипник  №12212: d=60мм, D=110мм, B=22мм, C=53,7кН.

Ось сателлита

     

     рис.3
      .
     Для каждого из сателлитов выбираю роликовые  подшипники средней  серии №12207: d=35мм, D=72мм, B=17мм, C=31,9кН.

Выходной  вал

     

     рис.4
     Из  уравнений моментов находим:
      ;
      .
     Для входного вала выбираем роликовые подшипники №7220А: d=100мм, D=180мм, B=37мм, C=233кН. 

 

      4.4 Уточненный  расчет валов и  осей.
     4.4.1 Построение эпюр  изгибающих и крутящих  моментов.
     Согласно  структурной схеме  и эскизной компоновке редуктора построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
     Входной вал:
     

     рис.5
      Рассчитаем  приведенные моменты  и амплитудные:
      ,
      ;
      ;
      ;
      ;
      . 

     Промежуточный вал:
     
     рис.6
      Рассчитаем  приведенные моменты  и амплитудные:
      ,
      ;
      ;
      ;
      ;
      ;
      ;
      . 

     Выходной  вал:
     

     рис.7
      Рассчитаем  приведенные моменты  и амплитудные:
      ,
      ;
      ;
      ;
      ;
      ;
      ;
      .
      ;
      .
 

      Ось сателлита:
     

     рис.8
      . 

     4.4.2 Расчет диаметров  валов на статическую прочность в опасных сечениях.
     Материал  вала - 12Х2Н4А. Т.к. в  нашем случае , поэтому значение запаса статической прочности принимаем . Тогда допускаемое напряжение при расчете на статическую прочность . Определим диаметры валов в опасных сечениях из расчета на статическую прочность:
     
     Входной вал:
      ;
      ;
      ;
      .
     Во  всех сечениях условие статической прочности выполняется.
     Промежуточный вал:
      ;
      ;
      ;
      .
     Во  всех сечениях условие  статической прочности  выполняется.
     Выходной  вал:
      ;
      ;
      ;
      ;
      .
     Во  всех сечениях условие  статической прочности  выполняется.
     Ось сателлита:
      - условие  статической прочности  выполняется. 

     4.4.3 Проверочный расчет валов на выносливость
     Материал  валов имеет следующие  механические характеристики:
      .
     Определим коэффициент запаса прочности  и сравним его с допускаемым .

Входной вал

     Проверяем запас прочности  по пределу выносливости в сечении 1, где  концентратором напряжений является галтель r=1мм.
     Значение  эффективных коэффициентов  концентрации напряжений в галтели находим  по табл.9 [5].
      ;
      ; ; ;
     Среднее напряжение цикла  . .
     Масштабный  фактор при изгибе для вала диаметром  d=45мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
     Момент  сопротивления изгибу будет:
      .
     Амплитуда изгибных напряжений:
      .
     Коэффициент запаса прочности  при изгибе
      .
     Крутящий  момент в данном сечении  отсутствует, Тогда  запас усталостной  прочности  .
     Проверим  запас прочности  по пределу выносливости в сечении 2.
     Моменты сопротивления изгибу и кручению:
      ,
      .
     Эффективные коэффициенты концентрации принимаем как  и для эвольвентных шлицев , .
     Амплитуда изгибных напряжений:
      .
     Коэффициент запаса прочности  при изгибе
      .
     Средние напряжения кручения:
      .
     Амплитуда цикла при кручении:
      .
     Коэффициент запаса прочности  при кручении
      .
     Общий запас прочности  по усталости в  сечении 2:
      - больше минимально  допустимого.
     Проверяем запас прочности  по пределу выносливости в сечении 3, где  концентратором напряжений является галтель r=0,5мм.
     Значение  эффективных коэффициентов  концентрации напряжений в галтели находим  по табл.9 [5].
      ;
      ; ; ; .
     Масштабный  фактор при изгибе и кручении для  вала диаметром d=44,2 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
     Момент  сопротивления кручению:
      .
     Средние напряжения кручения:
      .
     Амплитуда цикла при кручении:
      .
     Коэффициент запаса прочности при кручении
      .
     Изгибающий  момент в данном сечении  отсутствует, Тогда  запас усталостной  прочности .
     Проверяем запас прочности  по пределу выносливости в сечении 4, где  концентратором напряжений является галтель r=1мм.
     Значение  эффективных коэффициентов  концентрации напряжений в галтели находим  по табл.9 [5].
      ;
      ; ; ; .
     Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=40,6 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
     Момент  сопротивления кручению:
      .
     Средние напряжения кручения:
      .
     Амплитуда цикла при кручении:
      .
     Коэффициент запаса прочности  при кручении
      .
     Изгибающий  момент в данном сечении  отсутствует, Тогда  запас усталостной прочности .

Промежуточный вал

     Проверяем запас прочности  по пределу выносливости в сечении 1, где  концентратором напряжений напрессовка.
     Значение  эффективных коэффициентов  концентрации напряжений находим по табл.13 [5]. Для диаметра D=65мм определяем методом интерполяции .
     Масштабный  фактор при изгибе для вала диаметром  D=65мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
     Момент  сопротивления изгибу будет:
      .
     Среднее напряжение цикла  .
     Амплитуда изгибных напряжений:
      .
     Коэффициент запаса прочности  при изгибе
      .
     Крутящий  момент в данном сечении  отсутствует, Тогда  запас усталостной  прочности  .
     Проверяем запас прочности  по пределу выносливости в сечении 2, которое  проходит одновременно через посадочное место для ступицы зубчатого колеса и шлицы
     Значения  эффективных коэффициентов  концентрации напряжений при наличии эвольвентных шлицев находим по табл.11 [5]: , .
     Масштабный  фактор при изгибе для вала диаметром  D=70мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
     По  табл.13 [5] определяем коэффициенты концентрации напряжений в вале, вызванной посадкой ступицы зубчатого колеса по напряженной посадке: , .
     Определяем  момент сопротивления  изгибу и кручению:
      ,
      .
     Среднее напряжение цикла  .
     Амплитуда изгибных напряжений:
      .
     Средние напряжения кручения:
      .
     Амплитуда цикла при кручении:
      .
     Определяем  запас усталостной  прочности в сечении 2 по шлицам.
     Коэффициент запаса прочности  при изгибе
      .
     Коэффициент запаса прочности  при кручении
      .
     Общий запас прочности  по усталости:
      - больше минимально  допустимого.
     Определяем  запас усталостной  прочности в сечении 2 по посадочной части.
     Коэффициент запаса прочности  при изгибе
      .
     Коэффициент запаса прочности  при кручении
      .
     Общий запас прочности  по усталости:
      - больше минимально  допустимого.
     Проверяем запас прочности  по пределу выносливости в сечении 3, где  концентратором напряжений является галтель r=1мм.
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.