Проектування одноступінчатого редуктора з косозубою циліндричною передачею

СУМСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ АГРАРНИЙ УНІВЕРСИТЕТ ГЛУХІВСЬКИЙ АГРОТЕХНІЧНИЙ ІНСТИТУТ ім. С.А.КОВПАКА

Відділення механізації агропромислового виробництва та транспорту

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з предмету

ДЕТАЛІ МАШИН

на тему:___________________________________________________________

____________________________________________________________________

Студента (ки) __2__ курсу 21–МБ групи

напряму підготовки__6.100102________

Давиденко Дем`ян

(прізвище та ініціали)

Керівник __канд.техн.наук, с.н.с._________

(посада, вчене звання, науковий ступінь

____________Макаєв В.І.____________

прізвище та ініціали)

Національна шкала ________________

Кількість балів: __________Оцінка: ECTS _____

Члени комісії ________________ ___Макаєв В.І.____

(підпис) (прізвище та ініціали)

________________ ____Сашнев С.В.__

(підпис) (прізвище та ініціали)

________________ _____Гапич О.М.__

(підпис) (прізвище та ініціали)

Завдання на проектування

Зпроєктувати привод стрічкового конвеєра якщо задано:

F_t =3,3кН– тягове зусилля на стрічці ведучого барабана;

V= 2,5м/с – швидкість переміщення вантажу (стрічки);

D= 350 мм – діаметр ведучого барабана.

Розробив

Перевірив

Літера

Лист

Листів

Н. Контр.

Зм

Лист

№ докум

Підп

Дата

Затверд.

Давиденко Д.А

Макаєв В.І

13 КП 11 00 000 ПЗ

Н

ГАТІ СНАУ Гр. 21 МБ

Проект привода стрічкового конвеєра з одноступінчатим косозубим редуктором

Зміст

1. Технічне завдання………………………………………………………..

2. Кінематичний та силовий розрахунок привода . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3. Розрахунок пасової передачі……………………………………..

4. Розрахунок одноступінчатого косозубогоредуктора . . . . .. . . . . . .

4.1. Вибирання марки матеріалу, призначення хіміко-термічної обробки

зубів визначення допустимих напружень………………………………….

4.2. Визначення параметрів передачі………………………………………

4.3. Обчислення колової швидкості і сил, які діють у зачеплені…………

4.4. Орієнтовний розрахунок валів. Конструктивні розміри зубчатої

пари…………………………………………………………………………..

4.5.Конструктивні розміри елементів корпуса і кришки редуктора…….

4.6.Конструктивні розміри валів, підшипникових вузлів і

компонування редуктора……………………………………………………

4.7. Перевірка міцності валів………………………………………………..

4.8. Підбирання шпонок і перевірний розрахунок шпонкових з’єднань ..

4.9. Вибір підшипників……………………………………………………….

4.10. Посадки деталей і складальних одиниць редуктора

5.Підбирання шпонки і остаточний вібір підшипників

6.Змащення приводу. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7.Заходи щодо економії металу. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ..

Список літератури. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Специфікації. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ..

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

1.Вибір електродвигуна та кінематичний і силовий розрахунок приводу

1. Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу:

де : –ККД ланцюгової (0,94…096), відкритої пасової передачі (0,92…0,95); – ККД редуктора;

– ККД муфти (0,98).

Визначаємо ККД редуктора:

де: – ККД закритої зубчатої передачі з циліндричними колесами (0,96…0,98);

ККД пари підшипників кочення(0,99).

2. Потужність яка необхідна для привода стрічкового конвеєра

3. Потрібна потужність електродвигуна

Вибираємо електричний двигун асинхронний потужністю Р_дв=11кBm, моделі 4АP160М8У3 (табл. 1). Асинхронна частота обертання ротора двигуна хв^-1. Геометричні параметри вибраного електродвигуна рис.1 приймаємо з табл.2.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Рис.1 – Основні параметри двигуна

4. Частота обертання ведучого барабана конвеєра

5. Передатне число привода

Орієнтовно для редуктора призначаємо

Знаходимо передаточне відношення для пасової або ланцюгової передачі

6. Частота обертання валів і кутові швидкості

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Визначаємо відсоток відхилення числа обертів робочого валу конвеєра

7. Потужність на валах приводу

8. Обертові моменти на валах

T IQ5NFjK7ulWzQ+EtSmjzkyAQ4TRBiw1nJ0zQ4hnnQnb3Q3zlh5utxcrWQqWx6Gyh57IckS1i7Ik3 b2IL7Ir9jtFDxEkrwxaHZQvliBu2WGELlYSks4WeiXRotghD3CbKxS5kKq2Kp6Dvw00etsBy22HY wrDFc8+c7rG3UJ74a2ELcWwaDqELcbg9MM9PuetluNaP9Z/9AwAA//8DAFBLAwQUAAYACAAAACEA IJFDgt8AAAAMAQAADwAAAGRycy9kb3ducmV2LnhtbExPQU7DMBC8I/EHa5G4UceFBghxqqoCThUS LRLi5sbbJGq8jmI3SX/P9gR7mtGMZmfy5eRaMWAfGk8a1CwBgVR621Cl4Wv3dvcEIkRD1rSeUMMZ AyyL66vcZNaP9InDNlaCQyhkRkMdY5dJGcoanQkz3yGxdvC9M5FpX0nbm5HDXSvnSZJKZxriD7Xp cF1jedyenIb30Yyre/U6bI6H9flnt/j43ijU+vZmWr2AiDjFPzNc6nN1KLjT3p/IBtEyV88PbNWQ znnTxaAWj4z2jFI+kEUu/48ofgEAAP//AwBQSwECLQAUAAYACAAAACEAtoM4kv4AAADhAQAAEwAA AAAAAAAAAAAAAAAAAAAAW0NvbnRlbnRfVHlwZXNdLnhtbFBLAQItABQABgAIAAAAIQA4/SH/1gAA AJQBAAALAAAAAAAAAAAAAAAAAC8BAABfcmVscy8ucmVsc1BLAQItABQABgAIAAAAIQCBRk/NRwYA AB5AAAAOAAAAAAAAAAAAAAAAAC4CAABkcnMvZTJvRG9jLnhtbFBLAQItABQABgAIAAAAIQAgkUOC 3wAAAAwBAAAPAAAAAAAAAAAAAAAAAKEIAABkcnMvZG93bnJldi54bWxQSwUGAAAAAAQABADzAAAA rQkAAAAA " o:allowincell="f">

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

2. Розрахунок клинопасової передачі

1. При Р₁=11 kBm, n₁=750хв^-1за табл.3 призначаємо пас з перерізом Б з таблиці 5 за швидкістю паса вибираємо менший діаметр шківа d₁=180 мм номінальну потужність одного паса р₀=4,66 Квт.

2. Орієнтовна кількість пасів

Приймаємо z_ор=3

3. Визначаємо колову швидкість і порівнюємо з допустимою

Для клинопасових пасів [ ]_max=25 м/с.

5. Діаметр веденого шківа

де: – коефіцієнт пружного ковзання паса по шківу

приймаємо , із стандартного ряду 50, 63, 80, 90, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 320, 380, 400, 450, 500, 560, 710, 800, 900.

6. Уточнюємо передатне відношення й частоту обертання n₂ веденого валу

7. Із залежності призначаємо міжосьову відстань:

Приймаємо a=500 мм

8. Визначаємо довжину паса L й узгоджуємо зі стандартним значенням L_p

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Приймаємо L=1700 мм, із стандартного ряду: 500, 550, 600, 650, 700, 750, 800, 850, 900, 100, 1050, 1150, 1200, 1250, 1300, 1400, 1450, 1500, 1600, 1700, 1800, 2000,2500, 3000, 3500, 4000.

9. Перевіряємо швидкість пробігу паса

10. Визначаємо кут обхвату пасом ведучого шківа α₁

Кут α₁ повинен бути .

11. Маса проектованих пасів

де: маса одного метра погонного паса табл.3

12. Уточнюємо міжосьову відстань і кут обхвату пасів ведучого шківа.

13. Обчислюємо розрахункову потужність Р_р яку може передати один пас перерізу Б,

де: коефіцієнт куту обхвату,

Таблиця – Для клинових пасів кутом обхвату на меншому шківу

Кут обхвату	1800	1700	1600	1500	1400	1300	1200
		0,98	0,95	0,92	0,87	0,86	0,83

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Приймаємо

коефіцієнт довжини паса табл.3

коефіцієнт який враховує передатне співвідношення визначається по графіку рис.2 , якщо передатне співвідношення >3 тоді 1,14.

u

Рис. 2 – Значення коефіцієнта

– коефіцієнт режиму і тривалості роботи

14. Уточнюємо кількість пасів при

Приймаємо

15. Сила поперечного натягу одного паса

16. Сила тиску на опори валів

17. Основні параметри шківів рис. 3 вибираємо з табл.6 (переріз паса клиновий Б) t=4мм, l₀=14 мм, р= 19 мм, f= 12,5 мм, h=10,8 мм також визначені

мм, мм.

Зовнішні діаметри шківів

мм

мм

Ширина ободу шківів для двох пасів

мм

Нейтральная лінія паса

Рис. 3 – Основні розміри канавок шківів

18. Ресурс клинопасової передачі при год,

год

де: – при легкому режимі роботи,

– для районів з помірним кліматом.

Отже приймаємо три паси перерізу Б, L=1700 мм, з кордною тканиною в несучому шарі; пас Б–1600 Т ГОСТ 1284.1–80.

Проектування одноступінчатого редуктора з косозубою циліндричною передачею

Вибір матеріалу, термо обробки, твердості зубів та допустимих напружень:

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 (табл. 11 і табл.12)

Термічна обробка (ТО): поліпшення

– твердість матеріалу шестерні

– твердість матеріалу колеса

МПа; МПа – границя твердості і текучості

Допустимі контактні напруження:

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Допустиме контактне напруження шестерні

де – коефіцієнт безпеки при ТО: поліпшення

– приймаємо коефіцієнт довговічності

– базове число циклів зміни напружень.

– еквіва-лентне число циклів зміни напружень за строк служби передачі,

– частота обертання шестерні;

– число зачеплень зуба за один оберт;

– ресурс передачі приймаємо

– коеф. еквівалентності;

– базова границя контактної витривалості зубів шестерні.

Допустиме контактне напруження колеса

приймаємо

– частота обертання колеса;

– базова границя контактної витривалості зубів колеса.

Допустиме контактне напруження передачі:

Допустиме напруження на згин:

Шестерня:

– коефіцієнт безпеки при ТО: поліпшення

– коефіцієнт впливу напрямку прикладного навантаження на зуби.

, приймаємо ,

– базове число циклів зміни напружень при згині,

–

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

еквівален-тне число циклівнапружень,

– коеф. еквівалентності на згин,

– базоваграницявитривалості при згині,

Колесо:

– приймаємо .

– еквівалентне число циклів зміни напруження при згині.

– базова границя витривалості колеса при згині.

Загальне допустиме напруження зубчатої передачі на згин

Проектний розрахунок.

Мінімальна міжосьова відстань зубчатої передачі

– коефіцієнт для косозубої передачі (табл.13)

– передаточне число циліндричної передачі

– коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчатих вінців (табл.16)

– коефіцієнт ширини зуба відносно між осьової відстані

– коефіцієнт ширини зуба відносно ділильного діаметра

Нормальний модуль

Приймаємо(табл. 14)

Ширина рівна робочій ширині, тобто

.

Ширина шестірні

Визначення числа зубів шестерні та колеса. Кут нахилу лінії зуба вибираємо з рекомендованих значень β=8…20⁰ приймаємо β=15⁰:

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

приймаємо z₁=30.

Тоді

Уточнюємо передатне число , частоту обертання, кутову швидкість

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

(веденого вала і кут нахилу лінії зуба:

Основні геометричні параметри шестерні та зубчатого колеса

Ділильні діаметри шестерні і колеса

Діаметр вершин зубівшестерні та колеса:

Діаметр впадин зубів шестерні та колеса:

Уточнюємо міжцентрову відстань;

Визначаємо ширину вінця зубчатих коліс:

приймаємо ширину вінця для зубчатого колеса мм, для шестерні мм

Обчислення колової швидкості і сили, які діють у зачепленні.

Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі:

При можна приймати 9-й ступінь точності передачі, однак для зменшення динамічного навантаження на зуби приймаємо 8-й ступінь точності.

Колова сила:

7.3. Осьова сила:

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Радіальна сила:

Перевіряємо контактну витривалість зубів:

– коефіцієнт форми спряжених поверхонь (табл. 17)

– коефіцієнт механічних властивостей матеріалів коліс (таб.13)

– коеф. навантаження

(табл.15)

(табл.16)

(табл.18)

9. Перевіряємо витривалість зубів при згині

– коефіцієнт форми зубів (табл.19)

– коеф. навантаження

(табл.15)

(табл.16)

(табл.18)

Орієнтовний розрахунок валів.

Визначаємо діаметр вихідного кінця, а потім враховуючи конструктивні особливості призначаємо діаметри посадочних місць для зубчатих коліс підшипників. Діаметр вихідного кінця вала визначаємо орієнтовно з розрахунку на міцність при крученні за зниженими дотичними напруженнями .

Приймаємо для Сталі 45 (при мм доцільно виготовити швидкохідний вал разом з шестернею) і , яку призначаємо для виготовлення тихохідного вала.

10.1. Діаметр ведучого швидкохідного вала редуктора:

Приймаємо діаметр вихідного кінця вала рис.6.

Призначаємо посадочні розміри під ущільнення і підшипники рис.6.

Рис.6 – Компонування редуктора

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Приймаємо діаметр вала під манжетне ущільнення , діаметр вала під підшипники , діаметр для забезпечення висоти упорного буртика 4 мм, для посадки конічного роликового підшипника середньої серії.

Діаметр западин шестерні не суттєво перевищує діаметр вала під підшипник , то шестерню доцільно виготовити заодно з валом.

Діаметр веденого, тихохідного валу редуктора

Приймаємо діаметр вихідного кінця вала .

Приймаємо діаметр вала під манжетне ущільнення , діаметр вала під підшипники , діаметр вала під посадку ступиці зубчатого колеса , діаметр буртика для упору зубчатого колеса .

Конструктивні розміри зубчатого колеса (рис. 6)

Діаметр маточини , приймаємо .

Довжина маточини , прймаємо .

Товщина обода , приймаємо .

Колесо виготовляємо з поковки, конструкція диска. Товщина диска , приймаємо .

Діаметр отворів у диску призначаємо конструктивно, але не менше як 15…20 мм.

Конструктивні розміри елементів корпуса і кришки редуктора рис. 6. Корпус і кришку редуктора виготовимо литтям із сірого чавуну.

Товщина стінки корпуса редуктора

, приймаємо .

Товщина стінки кришки редуктора , приймаємо .

Товщина верхнього пояса корпуса редуктора .

Товщина пояса кришки редуктора /

Товщина нижнього пояса корпуса редуктора , приймаємо .

Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора приймаємо .

Діаметр фундаментальних болтів , приймаємо .

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Ширина нижнього пояса корпуса редуктора (ширина фланця для кріплення редуктора до фундаменту) , приймаємо .

Діаметр болтів, які з’єднують корпус з кришкою редуктора. , приймаємо .

Ширина пояса (ширина фланця) з’єднання корпуса і кришки редуктора біля підшипників . приймаємо . Ширину пояса призначаємо на 2…8 мм меншою від К, приймаємо

Діаметр болтів,які з’єднують кришку і корпус редуктора біля підшипників, приймаємо .

Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора приймаємо , для швидкохідного та тихохідного валів.

Діаметр відтискних болтів можна брати орієнтовно з діапазону 8…16 мм, більше значення для важких редукторів.

Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору , приймаємо .

Діаметр різьби пробки (для зливання масла з корпуса редуктора) , приймаємо

.

Конструктивні розміри валів, підшипникових вузлів і компонування редуктора (рис. 6).

Щоб накреслити компоновку редуктора, перевірити міцність і жорсткість валів, знаходимо решту конструктивних розмірів його леталей і складальних одиниць.

Зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса і торцем шестерні визначаємо із співвідношення , приймаємо .

Якщо , то у беремо від торця маточини 80>56. У випадку коли , тоді розмір у від торця ступиці і від торця шестерні однаковий.

Відстань між внутрішньою стінкою корпуса(кришки) редуктора й колом вершин зубів колеса і шестерні , приймаємо .

Для забезпечення достатньої місткості масляної ванни картера редуктора відстань від кола до внутрішньої стінки картера орієнтовно призначаємо із співвідношення приймаємо .

Довжина вихідних кінців швидкохідного і тихохідного валів визначаємо із співвідношення , а потім уточнюємо, виходячи з довжини ступить деталей складальних одиниць, які насаджуються на ці кінці:

приймаємо

приймаємо .

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Призначаємо тип підшипників кочення для швидкохідного і тихохідного валів і призначаємо конструктивні розміри підшипникових вузлів.

Попередньо призначаємо конічні шарикопідшипники, що сприймають як радіальне так і осьове навантаження при роботі з помірними поштовхами.

При незначній різниці діаметрів посадочних ділянок валів під підшипники , призначаємо роликові конічні однорядні середньої серії. Типорозмір підшипників намічаємо орієнтовно, щоб мати можливість компанувати редуктор; при виборі підшипників за динамічною вантажопідйомністю їх параметри уточнимо.

Орієнтуючись на легку серію підшипників для швидкохідного і тихохідного валів за табл. 22 матимемо;

, мм

, мм

Розмір , приймаємо для швидкохідного та тихохідного валів оскільки

Орієнтовно приймаємо, що розміри і дорівнюють :

,

Відстань від торця підшипника швидкохідного вала до торця шестерні приймаємо . Розмір приймаємо .

Осьовий розмір глухої кришки підшипника тихохідного вала , приймаємо

Визначаємо відстань і за довжиною осі вала від точки прикладення сил, Що виникають у зубчатому зачепленні, до точок прикладення опорних реакцій, які орієнтовно приймаємо на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала:

а) тихохідний вал:

, приймаємо

б) швидкохідний вал:

, приймаємо

Визначаємо габаритні розміри редуктора:

ширина редуктора

довжина редуктора

висота редуктора

Використовуючи рис. 6, розміри зубчатої пари та інші визначені розміри редуктора, креслимо його компоновку на аркуші креслярського паперу (можна на міліметровому) у масштабі 1:1. При цьому орієнтовно добуті

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

конструктивні розміри редуктора та його деталей можуть трохи змінитися. Компоновку починаємо креслити з валів, потім креслимо зубчате колесо в зачеплені з шестерню, долі підшипники, корпус редуктора і т ін.

Перевірка міцності валів. Міцність валів перевіримо за гіпотезою найбільших доточних напружень

t Le2Qk7rANjsOAjKnES72HKAwwsUjDof0WYoold/QRYcu1GYWnS6UynNausDeiP/yPrrwXD7jMa4I P29l6OK4dAF7AMGdY/vxDV106ELtRdLpQsk8J6CLMPTkfjnswoalrocKNj/cZEKnJyYehi4MXTz2 6GmP2YWvlP7nQhf8+DQcRucmsTw4z06762m41o/3n/0DAAD//wMAUEsDBBQABgAIAAAAIQAP9vRU 4AAAAAwBAAAPAAAAZHJzL2Rvd25yZXYueG1sTI9BS8NAEIXvgv9hGcGb3Wy0QWI2pRT1VARbQbxN s9MkNLsbstsk/fdOTzqneczjzfeK1Ww7MdIQWu80qEUCglzlTetqDV/7t4dnECGiM9h5RxouFGBV 3t4UmBs/uU8ad7EWHOJCjhqaGPtcylA1ZDEsfE+Ob0c/WIwsh1qaAScOt51MkySTFlvHHxrsadNQ ddqdrYb3Caf1o3odt6fj5vKzX358bxVpfX83r19ARJrjnxmu+IwOJTMd/NmZIDrWKsvYqiFLudPV oJZPKYgDbxkPyLKQ/0uUvwAAAP//AwBQSwECLQAUAAYACAAAACEAtoM4kv4AAADhAQAAEwAAAAAA AAAAAAAAAAAAAAAAW0NvbnRlbnRfVHlwZXNdLnhtbFBLAQItABQABgAIAAAAIQA4/SH/1gAAAJQB AAALAAAAAAAAAAAAAAAAAC8BAABfcmVscy8ucmVsc1BLAQItABQABgAIAAAAIQBc+NB9QwYAACZA AAAOAAAAAAAAAAAAAAAAAC4CAABkcnMvZTJvRG9jLnhtbFBLAQItABQABgAIAAAAIQAP9vRU4AAA AAwBAAAPAAAAAAAAAAAAAAAAAJ0IAABkcnMvZG93bnJldi54bWxQSwUGAAAAAAQABADzAAAAqgkA AAAA " o:allowincell="f">

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Швидкохідний вал. Оскільки швидкохідний вал виготовляємо разом з шестерню, то його матеріал відомий – Сталь 40Х, з границею витривалості

Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень

Де – коефіцієнт запасу міцності;

– коефіцієнт концентрації напружень

– коефіцієнт режиму навантажень на згин.

Креслимо схему навантажень вала і будуємо епюри згинальних і крутних моменті:

а) визначаємо реакції опор у вертикальній площині zOy від сил

б) визначаємо реакції опор у горизонтальній площині від сили :

в) для побудови епюр визначаємо розмір згинальних моментів у характерних точках (перерізах) А, С, і В; у площині yOz.

;

У площині хOz

;

г) крутний момент .

д) вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри моментів

T=160,1 KHм

96 KHм

4,1 KHм

z

x

z

C

C

a1

a1

B

B

B

C

A

XA

YA

FA

XB

YB

FB

Fr 0,5d1

Ft

Fa

A

A

68 KHм

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

Рис.7. – Епюри згинальних та обертального моментів швидкохідного валу

Обчислюємо найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу С. Сумарний згинальний момент;

Отже,

Визначаємо еквівалентне напруження за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з допустимим;

Тихохідний вал.

Матеріал для виготовлення тихохідного валу – Сталь 35, для якої за з границею витривалості табл.11

Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень

Де – коефіцієнт запасу міцності;

– коефіцієнт концентрації напружень

– коефіцієнт режиму навантажень на згин.

Креслимо схему навантажень вала і будуємо епюри згинальних і

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13 КП 11 00 000 ПЗ

крутних моменті:

а) визначаємо реакції опор у вертикальній площині zOyвід сил

б) визначаємо реакції опор у горизонтальній площині від сили :

в) для побудови епюр визначаємо розмір згинальних моментів у характерних точках (перерізах) А, С, і В; у площині yOz.

;

У площині хOz

;

Сумарний згинальний момент у перерізі С

г) крутний момент .

T=455КНммМ КKHм

96 KHм

33,4 KHм

z

x

z

C

C

a2

a2

B

B

B

C

A

XA

YA

FA

XB

YB

FB

Fr 0,5d2

Ft

Fa

A

A

126,6 KHм

д) вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри моментів