Курсовая работа: Расчёт редуктора

Из двух шпонок – под зубчатым колесом – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку: d = 36 мм; bh = 10 8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 50 мм; момент на ведомом валу М_III =140000 Н∙мм;

Условие σ_{c м} < [σ_{c м} ] выполнено.

1 0 . Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

10.1 Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, нормализованная; σ_в =570 МПа

10.2 Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ_-1 =0,43·570=246 МПа

10.3 Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ_-1 =0,58·246=142 МПа

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшым коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерни. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты М_х и М_у и крутящий момент М_II

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

10.4 Изгибающие моменты в двух взаимноперпендикулярных плоскостях.

M_y = R_x2 ·c₁ =1082·90=97,380·10³ H·мм

М_х =R_{Y 2} ·c₁ =137·90=12,330·10³ H·мм

10.5 Сумарный изгибающий момент

Н·мм

10.6 Момент сопротивления сечения

мм³

10.7 Амплитуда нормальных напряжений

МПа

10.8 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжением

где σ_-1 - предел выносливости;

κ_σ - коэффициент напряжения цикла по нормальным напряжением;