Реферат: Расчет редуктора приборного типа
;
5.2. Приближённое определение диаметра выходного вала.
Приближённо определим диаметр вала под колесом dв:
{где t = 20...35Мпа}
5.3. Расчёт нагрузок на опоры валов.
Расчёт нагрузок на опоры валов (см. рис.1) проводим по формулам статики.
Исходя из конструкции вала следует:
|ВD|=25(мм); |АС|=11(мм); |АВ|=17.5(мм); |АD|=7.5(мм); |СВ|=6.5(мм);
5.3.1. Расчёт горизонтальных составляющих сил реакций т.А и т.В.
Уравнение моментов для т.А:
;
;
Уравнение моментов для т.В:
;
;
Уравнение сил используем для проверки:
;
;
5.3.2. Расчёт вертикальных составляющих сил реакций т.А и т.В.
Уравнение моментов для т.В:
;
Уравнение моментов для т.А:
;
Уравнение сил используем для проверки:
;
;
5.4. Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов и определение опасного сечения.
5.4.1.
Построение эпюры изгибающего момента 
:
1). 0 < y1 < 7.5 (мм);
;
;
;
2). 0 < y2 < 11 (мм);
;
;
;
3). 0 < y3 < 6.5 (мм);
;
;
;
5.4.2.
Построение эпюры изгибающего момента 
:
1). 0 < y1 < 7.5 (мм);
;
;
;
2). 0 < y2 < 11 (мм);
;
;
;
3). 0 < y3 < 6.5 (мм);
;
;
;
5.4.3. Построение эпюры крутящего момента:
1). 0 < y1 < 7.5 (мм); Т=2112 (Н×мм);
2). 0 < y2 < 11 (мм); Т=2112 (Н×мм);
Из приведённых выше вычислений и эпюр, показанных на
рис.1, следует, что опасным сечением является т.А. В таком случае, расчёт коэффициента запаса усталости вала проведём для сечения в т.А.
5.5. Расчёт коэффициента запаса усталости вала для опасного сечения.
Коэффициент запаса усталости n определяется по формуле:
, (5.5)
где 
- коэффициент запаса для
нормальных напряжений;
- коэффициент запаса для
касательных напряжений.
Коэффициент запаса n должен удовлетворять следующему требования:
, (5.6)
где 
- коэффициент предельного
запаса усталости.
Для определения 
существуют
следующие соотношения:
, (5.7)
где 
-
предел усталости для нормальных напряжений при знакопеременном цикле,
определённый по формуле:
, (5.7*)
|
|
|
|
|
|
