Шпонки призматические со скругленными торцами.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТСЭВ 189-75 /4, таб.21/.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.Допускаемые напряжения при стальной ступице 
10.1 Ведущий вал
d=22 b×h=6×6 t1=3,5; длина шпонки l=40мм; момент на ведущем валу Т1=45,5Н·м
Напряжения смятия и усилия прочности /1,формула 8.22/
10.2 Ведомый вал
d=50 b×h=16×10 t1=6; длина шпонки l=50мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м
d=36 b×h=10×8 t1=5; длина шпонки l=70мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м
- условие выполнено.
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S], где [S]=2,5
11.1 Ведущий вал:
Материал вала сталь 40Х термическая обработка – улучшение.
Диаметр заготовки до 120мм среднее значение 
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/: 
, 
, 
/1, таб.8.8/; 
/1, стр.163 и 166/. 
Изгибающий момент (положим x1=37мм.)
Момент сопротивления сечения нетто при d=22мм, b=6, t1=6.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
S ≥[S]-условие выполнено
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем , что диаметр вала был увеличен при конструкции для соединения его со стандартным шкивом клиноременной передачи.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.
11.2 Ведомый вал:
Материал вала сталь 40Х термическая обработка – улучшение.
Диаметр заготовки до 120мм среднее значение 
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/: 
, 
, 
/1, таб.8.8/; 
/1, стр.163 и 166/. 
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости /рис.2/
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгиб моментов в сечении А-А
Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=50мм, b=16, t1=10
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Сечение Б-Б. Это сечение при передачи вращающего момента от ведомого вала через муфту. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/: 
, 
, 
/1, таб.8.8/; 
/1, стр.163 и 166/. 
Изгибающий момент
Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=36мм, b=10, t1=8
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Результаты поверки:
| Сечение | А-А | Б-Б |
| Коэффициент запаса S | 14,05 | 5,4 |
Во всех сечениях S>[S]
ПОДБОР МУФТЫ
/1, таб. 11.5/ выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП): d=35 мм; D=140 мм; тип I.
(по ГОСТ 21424-75, с сокращением)
Муфтами называют устройство, предназначенные для соединения соосно вращающихся валов и передачи между ними вращающих моментов сил.
Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента.
где к=2,5÷3-коэфициент, учитывающий условие эксплуатации; Тном=47,4 Н*м.
Окончательно выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 2124-75
Материал полумуфты – чугун марки СЧ-20; пальцев- сталь марки
Заключение.
В ходе работы рассчитали спроектировали и сконструировали одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронным зубом и клиноременную передачу.
Выбрали электродвигатель типа 4А112М2У3 с синхронной частотой 3000 об/мин и номинальной частотой nдв=2900 об/мин. Провели кинематический расчет в ходе которого определили КПД редуктора ηдв=0,912, угловые скорости, момент и мощность на волах.
Рассчитывая зубчатые колеса редуктора определили допускаемое контактное напряжение, межосевое расстояние аw=125 мм, провели проверку на изгиб и кручения.
В предварительном расчете волов редуктора определили диаметр волов и подобрали подшипники dв1=22 мм, dп1=25 мм, dв2=35 мм, dп2=40 мм, dк=50 мм. Подобрали подшипники на ведущем валу 32205А на ведомом валу 32308A
Определили размеры шестерни и колеса: диаметр d1=37мм, d2=203мм; ширина b1=60мм, b2=65мм;
Проверили подшипники на долговечность и определили, что подшипники будут работать на ведущем валу 
на ведомом валу 
Литература.
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С.А Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. -416 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/Шейнблит А.Е. Изд-у 2-е, перераб. и дополни. – Калининград: Янтар. сказ, 2002.-454с.:ил., чурт. – Б.ц.
3. Оформление конструкторской документации курсового проект: Методические указания к курсовому проектированию по технической и прикладной механике для студентов всех специальностей./Составитель Глазов А.Н. Томск: изд-во ТПУ,2003.-38с.
4. Цахнович Л.И., ПетриченкоТ.П. Атлас конструкций редукторов. – учеб. Пособие для вузов. Киев: «Вища школа». Головное изд-во, 1979.-128с.
Дата: 2019-05-28, просмотров: 196.
