Курсовой проект Расчёт и проектирование двуступенчатого редуктора

Опасным в нашем случае является сечениеС, в котором имеется несколько концентраторов напряжений (шпоночный паз, посадка с натягом, галтель) и действуют пиковые изгибающие моменты и полный вращающий моментОпределим коэффициент запаса усталостной прочности по формулгде: - коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно; - допускаемое значение коэффициента запаса усталостной прочности (=2.5÷4).Коэффициент запаса усталостной прочности: - по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:;где: - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения: где: - предел прочности (для стали 45 = 890 МПа);;. - амплитудные значения напряжений изгиба и кручения; - средние значения напряжений изгиба и кручения (при реверсивном режиме работы ).Для определения найдем осевой момент сопротивления:.Для определения найдем полярный момент сопротивления:Имеем: - коэффициенты концентрации напряжений, зависят от типа концентратора и прочности материала; - коэффициент, учитывающий размер (диаметр) детали; - коэффициент, учитывающий состояния поверхности вала; - коэффициенты асимметрии цикла.Принимаем значения коэффициентов:- коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза при σв=600 МПа, /1, табл.6.5/;- коэффициенты, учитывающие размер детали (при d =45 мм) , /1, табл. 6.8/;- коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;- коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали, /1, стр.100/Коэффициент запаса усталостной прочности: - по нормальным напряжениям:- по касательным напряжениям:Коэффициент запаса усталостной прочности:Ведомый валОпределим изгибающие моменты:Вертикальная плоскость:;; Горизонтальная плоскость:;Рисунок 20.2 - Расчетная схема ведомого валаПо полученным данным построим эпюры изгибающих и вращающего моментов (рис.20.2) Из эпюр следует, что опасными являются сечения вала в точкахВ, С и D, где действуют пиковые изгибающие и вращающий моменты и имеются концентраторы напряжений (шпоночные пазы, посадки с натягом). Для данного вала определим коэффициенты запаса усталостной прочности в сечениях D и С.Рассмотрим сечение D:Осевой момент сопротивления:;Полярный момент сопротивления:Максимальный изгибающий момент в сечении B:Амплитудные значения напряжений изгиба и крученияПределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения:где: - предел прочности (для стали 45 = 890 МПа );;.Принимаем значения коэффициентов:- отношения коэффициентов концентрации напряжений от посадки с натягом к коэффициентам, учитывающим размер детали при σв=900 МПа и d=63 мм, /1, табл.6.7/;- коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;- коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали, /1, стр.100/Коэффициенты запаса усталостной прочности: - по нормальным напряжениям:- по касательным напряжениям:Общий коэффициент запаса усталостной прочности в сечении D:Рассмотрим сечениеС:В данном сечении общий коэффициент запаса усталостной прочности будет равен коэффициенту запаса усталостной прочности по касательным напряжениям.Полярный момент сопротивления:Пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения:где: - предел прочности (для стали 45 = 890 МПа );;.- коэффициент концентрации напряжений от шпоночного паза при σв=900 МПа /1, табл.6.5/;- коэффициенты, учитывающие размер детали (при d =42 мм) /1, табл. 6.8/;- коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;- коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали /1, стр.100/Коэффициент запаса усталостной прочности:S =Усталостная прочность и жесткость обоих валов обеспечена.21. Конструктивные размеры корпуса редуктораТолщину стенки корпуса δ и крышки редуктора определим с помощью формул /1, табл. 8.3/:Толщина стенок литых деталей по технологии их изготовления должна быть не менее 8 мм. В соответствии с этим принимаем толщину стенок:.Толщина верхнего пояса корпуса и нижнего пояса крышки редуктора:.Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:.Толщина ребер жесткости корпуса и крышки:;;Принимаем толщину ребер жесткости корпуса и крышки:Диаметры фундаментальных болтов:Принимаем болты с резьбой М16.Болты для крепления корпуса и крышки редуктора у подшипниковых узлов:Принимаем болты с резьбой М12.Болты для крепления корпуса и крышки редуктора в других местах:Принимаем болты с резьбой М10.Болты накладных крышек подшипниковых узлов:.Принимаем болты с резьбой М8.Диаметр штифта:.Длина штифта:;,примем = 30 мм.Минимальный зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:;.Принимаем:.Литература1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин /С.А.Чернавский, Г.М.Ицкович, К.Н.Боков, И.М.Чернин, Д.В.Чернилевский. – М.: Машиностроение, 1979 г. – 351 с.2. . Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е.Шейнблит. – М.: Высшая школа, 1991 г. – 432 с. 3. Чернин И.М. Расчеты деталей машин / И.М. Чернин.– Минск: Выш. школа, 1978 г. – 472 с. 4. С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, В. А. Киселев и др.: Проектирование механических передач. Учеб. пособие для немашиностроит. вузов. Изд. 4-е, перераб. М., «Машиностроение», 1976. 608 с. ил. 5. Л.В.Курмаз, А.Т. Скойбеда, Детали машин. Проектирование., 2-ое изд., испр. и допл., Мн., УП “Технопринт“, 2002. 300 с. ил.