курсовое проектирование

3.4 2.4 =0.1 [2. с166]
Изгибающий момент :
М= F x l= 47.2 Нхмм
Осевой момент сопротивлений:

нормальных напряжений:
=17.8 мПа
Полярный момент сопротивлений:
Wp=2xW=
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
26мПа
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

Суммарный коэффициент:
S= 3.2>[S]=2-2.5
Вывод: произведен расчет валов и подбор подшипников. Валы редуктора прочные . Выбраны подшипники №305 на оба вала
4.4. Расчет на сопротивление усталости (долговечность)

Для этого вида расчета должен быть полностью разработан рабочий чертеж вала.
Цель расчета: предотвращение усталостного разрушения вала в опасных сечениях в течение заданного срока службы.
При вращении вала напряжения изгиба σи (рис. 6.1) изменяются по симметричному циклу:
Rσ = – 1, σm = 0, σa = σи.
Напряжения кручения τк пропор-циональны моменту Т и изменяются (счи-тают условно) по отнулевому циклу:
Rτ = 0, τm = τa = τк /2.






Рис.4.1 .Расчет выполняют в форме проверки общего коэффициента запаса прочности S в опасных сечениях вала, имеющих концентраторы напряжений.
S = S( S( / (S(2 + Sτ2)1/ 2 ( [S], (4.8)
где [S] = 1,5...2,5 – минимально допускаемое значение.
Коэффициенты запаса по нормальным S( и касательным S( напряжениям [1, c.169]:
S( = (–1D / (И =119/54=2.2
S( = 2(–1D / [(К (1 + ((D)]=2х56/(31х1.1)=3.2
где напряжения в опасных сечениях равны
(И = 103М / W=103 х 141.3/π х 502/32=54
(К = 103T / WК=103 х 487/πх502/16=31
(–1D, (–1D – пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении :
(–1D = (–1 / K(D=119МПа
(–1D = (–1 / K(D =56 мПа
где (–1, (–1 – пределы выносливости образцов материала вала при симметри-чном цикле нагружения ;
K(D, K(D – коэффициенты снижения пределов выносливости при переходе от образца материала к сечению реальной детали :
S=3.2х2.2/(2.22 + 3.22)1/ 2 =1.9( [S],















5.Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки [1, табл. 17.1]:
мм, (5.1)
мм, (5.2)
принимаем мм.
Толщина верхнего фланца корпуса:
мм
Толщина нижнего фланца крышки корпуса: мм.
Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек:
мм
принимаем мм.
Диаметр болтов [1, табл. 17.1]:
фундаментальных:
мм,
принимаем болты с резьбой М20 [1, табл. 6.13];
крепящих крышку к корпусу у подшипника:
мм,
принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с основанием корпуса:
мм,
принимаем болты с резьбой М12.















6. Выбор посадок.

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент (колесами, шкивами), применяют шпонки и посадки с натягом.
При передаче вращающего момента шпоночным соединением, применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных крайне нежелательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к их износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колес следует создавать натяг. Рекомендуемая посадка колес передачи на вал – .
Посадки шпонок в пазы вала и ступицы регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок. Поле допуска размера ширины призматической шпонки определено стандартом – . Шпонка должна сидеть в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза во всех случаях принимается . Поля допусков ширины шпоночных пазов отверстий принимаются для нереверсивной передачи .
Соединение вращающихся относительно радиально нагрузки внутренних колец подшипника с валом осуществляется с натягом, исключающим проворачивание и обкатывание кольцом сопряженной ступени вала. Поле допуска вала при установке подшипника принимается по .Посадки неподвижных относительно радиальной нагрузки наружных колец подшипника выбирают более свободными, допускающими наличие небольшого зазора: периодическое проворачивание наружного кольца полезно, так как при этом изменяется положение его зоны нагружения. Кроме этого, такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазора в подшипниках и при температурных деформациях валов. Поле допуска отверстия для установки наружного кольца подшипника .Крышки подшипников устанавливаются в гнезда подшипников по посадке .
7. Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников

В настоящее время в машиностроении для смазки зубчатых передач широко применяют картерную систему смазки (смазывание погружением и разбрызгиванием). Подшипники смазываются за счет масляного тумана, образующегося в корпусе редуктора.
Требуемую вязкость масла определим исходя из окружной скорости и контактного напряжения для каждой ступени редуктора :
для быстроходной ступени (при σН = 570 МПа, v = 0,597 м/с);
для тихоходной ступени (при σН = 625 МПа, v = 1,152 м/с);
Тогда требуемая кинематическая вязкость масла для редуктора:
. (7.1)
Для смазки редуктора принимаем индустриальное (или автотракторное) масло кинематической вязкостью .
Так как (7.2)
где n – частота вращения зубчатого колеса тихоходной ступени, мин-1;
d2 – диаметр зубчатого колеса тихоходной ступени, м;
то тихоходное колесо достаточно погрузить в масло на глубину равную по размеру четырем-пяти модулям: .
Таким образом, с учетом требований по минимальному расстоянию между вершинами зубьев колеса и корпусом (Δ3 = 9 мм), требуемая глубина масла в картере редуктора: 12,5 + 9 = 21,5 мм, принимаем глубину 22 мм.
По компоновочному эскизу редуктора и полученной глубине масла определим габариты масляной ванны:
(7.3)
Количество масла в картере, необходимого для смазки зацеплений:
(7.4)
Для уплотнения мест выхода ведущего и ведомого валов из корпуса редуктора применим резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79.





































8.Выбор муфты

Исходя из характера производственного процесса и задания на проектирование редуктора для соединения выходного конца выходного вала редуктора и, предположительно вала конвейера, принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эта муфта обладает достаточно упругими свойствами и малым моментом инерции, что снижает нагрузки на валы.
Типоразмер муфты выбираем с учетом диаметров соединяемых валов (dв2 = 45 мм) и по величине расчетного вращающего момента:
H·м

где = 1,4 – коэффициент режима работы [1, табл. 16.3];
Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 710-45-I2-УЗ ГОСТ 21424-93.




























9.Эскизная компоновка редуктора




























Заключение

В ходе проектирования одноступенчатого цилиндрического редуктора были рассчитаны:
передачи редуктора;
ведущий и выходной валы редуктора;
конструктивные размеры зубчатой пары и корпуса редуктора;
рассчитаны допуски и посадки.
Для редуктора был подобран двигатель с необходимой мощностью, выбраны материалы зубчатой передачи, подобраны муфта, подшипники и шпоночные соединения.
Все узлы редуктора проверены расчетами на прочность.
По выполнении всех расчетов были сделаны эскизный чертеж редуктора, а также рабочие чертежи выходного вала и колеса редуктора.

Список литературы
Арон А.В. Справочное руководство по проектированию деталей машин: уч. пособие. – Владивосток: Дальрыбвтуз, 1999. – 200 с.
Арон А.В., Зиборов С.Н. Руководство по проектированию приводов машин: уч. пособие. – Владивосток: МГУ, 2002. – 196 с.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов/ С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1980. – 351 с.
Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов. – М.: Машиностроение, 1974. – 654 с.























3



























































Рис. 3.7




39













141.3

487





-50.8

50.8










Рисунок 3- Габаритные размеры электродвигателя серии 4А




Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист



151001 418 20 00

Разраб.

подгорбунских

Провер.

Грязев С.Л.






Н. Контр.



Утверд.

.

Расчеты нормы времени на операцию

Лит.

Листов



ГОУ СПО СО «ЕМТ»

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист





Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист






Разраб.



Провер.








Н. Контр.



Утверд.





Лит.

Листов