Рассмотрение первого вала редуктора
Наиболее нагруженными сечениями вала, является сечение А и сечение В. Сечение А – при увеличении изгибающего момента имеет значительное увеличение диаметра, поэтому не рассматривается. Сечение В – это посадочное место под подшипник. Имеют место два концентратора напряжений: посадка с натягом и галтель. Более опасным является посадка с натягом, поэтому в качестве основного концентратора напряжений рассматривается она.
Определение пределов выносливости в опасном сечении вала Основные прочностные характеристики приведены ранее; с их учетом, по справочнику [4] определяются коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений, причем будем считать, что низкая шероховатость достигается путем шлифования: (Кσ)D = 3.5; (Кτ)D = 2.5. Тогда предел выносливости по нормальным напряжениям: (3.1.2) Предел выносливости по касательным напряжениям: (3.1.3)
Определение напряжений в опасном сечении вала Напряжения от изгиба Для данного случая: , (3.1.4) где d – диаметр вала под подшипник, d =40 мм; M – суммарный изгибающий момент. Так как имеет место только момент – относительно оси Х, то М = Му = 105 Н·м. Тогда:
Напряжения от кручения Для данного случая: , (3.1.5) где d – диаметр вала под подшипник, d =40 мм; Mк – Крутящий момент. Он был определен: Мк = 197 Н·м. Тогда:
Определение коэффициента запаса Для растяжения-сжатия: (3.1.6) Для кручения: (3.1.7) Тогда общий коэффициент: , (3.1.8) , так как 6 > [S], то условие долговечности выполняется. Рассмотрение второго вала редуктора в сечении Б Концентратор напряжений – шпоночный паз, несмотря на меньшие напряжения, коэффициент запаса может получиться небольшим, так как диаметр вала невелик.
Определение пределов выносливости в опасном сечении вала Для данного концентратора напряжений с учетом малой шероховатости и прочностных свойств материала находятся коэффициенты по справочнику [4]: (Кσ)D = 2.33; (Кτ)D = 2.74. Тогда предел выносливости по нормальным напряжениям по формуле (3.1.2): Предел выносливости по касательным напряжениям по формуле (3.1.3):
Определение напряжений в опасном сечении вала Напряжения от изгиба Для данного случая: , (3.1.9) где d – диаметр вала под колесо, d =61 мм; t1 – глубина паза, t1 = 6 мм; b – ширина паза, b =16 мм; M – суммарный изгибающий момент, по теореме Пифагора: (3.1.10) Н·м. Тогда:
Напряжения от кручения Для данного случая: , (3.1.11) где d – диаметр вала под колесо, d =61 мм; Mк – крутящий момент. Он был определен: Мк = 822 Н·м. Тогда:
Определение коэффициента запаса Для растяжения-сжатия по формуле (3.1.6): Для кручения по формуле (3.1.7): Тогда общий коэффициент по формуле (3.1.8): , так как > [S], то условие долговечности выполняется.
Популярное: Как построить свою речь (словесное оформление):
При подготовке публичного выступления перед оратором возникает вопрос, как лучше словесно оформить свою... Как вы ведете себя при стрессе?: Вы можете самостоятельно управлять стрессом! Каждый из нас имеет право и возможность уменьшить его воздействие на нас... Модели организации как закрытой, открытой, частично открытой системы: Закрытая система имеет жесткие фиксированные границы, ее действия относительно независимы... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (192)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |