Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично.
2. На валу установлено прямозубое цилиндрическое колесо. Нормальная сила
в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи 
, приведенная к оси
вала, нагружает его в сечении, расположенном на одинаковом расстоянии от опор.
Вал под действием внешних сил изгибается силой и скручивается
моментом на валу Т2.
В зацеплении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, которую определим с учетом потерь в зацеплении:
где стандартный угол 
3. Определим реакции в опорах, используя уравнение равновесия:
4. Построим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов, затем определим:
- в опасном сечении I-I значения изгибающего(Ми) и крутящего(Мк) моментов
(Ми1)max= Ми1 =
0,25Fnl = 
Мк1= 152 Н
;
- в опасном сечении II-II значение крутящего момента:
МkII = 152 Н
5. В опасных сечениях найдем нормальные и касательные напряжения.
В опасном сечении I-I:
- нормальные напряжения при изгибе:
где 
осевой момент
сопротивления плоского сечения, d – диаметр вала в
опасном сечении (диаметр вала под колесом).
- касательные напряжения при кручении
где 
полярный момент
сопротивления плоского сечения, d – диаметр вала в
опасном сечении(диаметр вала под колесом).
В опасном сечении II-II:
- касательные напряжения при кручении
где полярный момент
сопротивления плоского сечения вала под подшипником, d
– диаметр вала в опасном сечении (под подшипником).
6. Вычислим коэффициенты запаса сопротивления усталости по изгибу и по кручению в каждом опасном сечении
В опасном сечении I:
В этих формулах 
- пределы
выносливости, которые связаны соотношениями ( при 
): 
, 
- амплитуды
переменных составляющих циклов напряжений, 
- постоянные
составляющие, поскольку напряжения изгиба в валах изменяются по симметричному
циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу, составляющие циклов
определяются по формулам:
- эффективные
коэффициенты концентрации напряжений, на валу в опасном сечении расположен
шпоночный паз. Масштабный фактор выбираем по данным зависимостям, при диаметре
вала d=50 мм - 
= 0,73; фактор
качества поверхности выбираем по данной ранее зависимости, для 
- 
; 
коэффициенты
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, для
среднеуглеродистой стали 
В опасном сечении II:
выбирается по данным
ранее зависимостям. При диаметре вала d = 40 мм, 
7. Определим коэффициент запаса усталостной прочности и сравним с допускаемой величиной.
В опасном сечении I:
В опасном сечении II:
Усталостная прочность выходного вала обеспечена.
4.3.2. Расчет входного вала
1. Выбираем расчетную схему входного вала; подшипники заменены опорами А и В. Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично.
1368
2. Входной вал – это вал-шестерня прямозубой цилиндрической передачи. Нормальная сила в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи Fn приведенная к оси вала, нагружает его в сечении, расположенном на одинаковом расстоянии от опор. Вал под действием внешних сил изгибается силой Fn и скручивается моментом на валу T1.
В зацеплении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, которую определим с учетом потерь в зацеплении:
где стандартный угол
3. Определим реакции в опорах, используя уравнение равновесия:
4. Построим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов, затем определим:
- в опасном сечении I-I значения изгибающего(Ми) и крутящего(Мк) моментов
(Ми1)max= Ми1 =
0,25Fnl = 
Мк1= 27 Н;
- в опасном сечении II-II значение крутящего момента:
МkII = 27 Н
5. В опасных сечениях найдем нормальные и касательные напряжения.
В опасном сечении I-I:
- нормальные напряжения при изгибе:
где осевой момент
сопротивления плоского сечения, d – диаметр вала в
опасном сечении.
- касательные напряжения при кручении
где полярный момент
сопротивления плоского сечения, d – диаметр вала в
опасном сечении.
В опасном сечении II-II:
- касательные напряжения при кручении
где полярный момент
сопротивления плоского сечения вала
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
