ВОРОНЕЖСКИЙГОСУДАРСТВЕННЫЙТЕХНИЧЕСКИЙУНИВЕРСИТЕТ

КафедраПрикладноймеханики

ЗАДАНИЕ

на курсовойпроект

подисциплине «Прикладнаямеханика» .

Темапроекта «Разработкапривода к ленточномутранспортёру» .

Фамилия,имя, отчество

тудент группы ЭСХ-011 КалигановСергей Анатольевич .

Номерварианта 9 вариант .

Техническиеусловия N₂=95кВт ; n₂=650об/мин ; U_p=4,5; Т=13000 часов ;

. передачанереверсивная .

Содержаниеи объём проекта (графическиеработы, расчётыи прочее)_____

Чертежи: 1 лист форматаА1 – Сборочныйчертёж ; 1 листформата А3 –зубчатое колесо; 1 лист форматаА3 – тихоходныйвал ; листы форматаА4 – спецификация,подшитая врасчётно-пояснительнуюзаписку .

Расчётно-пояснительнаязаписка – объёмом34 листа. .

Срокивыполненияэтапов____________________________________________

Срокизащиты курсовогопроекта______________________________________

СвиридовС.И.

уководитель

Подпись инициалы,фамилия

Дата

КалигановС.А.

Заданиепринял студент

Подпись инициалы,фамилия

Дата

ВОРОНЕЖСКИЙГОСУДАРСТВЕННЫЙТЕХНИЧЕСКИЙУНИВЕРСИТЕТ

Кафедра___________________________

ЗАДАНИЕ

на курсовойпроект

подисциплине .

Темапроекта______________________________________________________

С

Фамилия,имя, отчество

тудентгруппы____________________________________________________

Номерварианта____________________________________________________

Техническиеусловия________________________________________________

Содержаниеи объём проекта(графическиеработы, расчётыи прочее)______

Срокивыполненияэтапов____________________________________________

Срокизащиты курсовогопроекта______________________________________

уководитель

Подпись инициалы,фамилия

Дата

Заданиепринял студент

Подпись инициалы,фамилия

Дата

Содержание

Заданиена курсовоепроектирование…………………………..1
Содержание……………………………………………………....2
Замечанияруководителя……………………………….………..3
Введение………………………………………………………….4
Исходныеданные……………………………….…………….…5
Выборэлектродвигателя………………………………………...6
Определяемзначения мощностей,угловых скоростейи крутящихмоментов……………………………………………...7
Расчётзубчатойпередачи…………………………………….…8
Расчётгеометрическихпараметровзубчатыхколёс…….…….9

10.Основныеразмеры шестернии колеса…………………….....10

11.Проверочныйрасчёт на контактнуювыносливость………....11

12.Расчётна контактнуювыносливостьпри действиимаксимальнойнагрузки………………………….……….…..12

13.Силы,действующиев зацеплении……………………...…….12

14. Расчётна выносливостьпри изгибе…………………...……..13

15. Предварительныйрасчёт валов…………………………..…..15

16. Конструктивныеразмеры зубчатыхколёс………………..….15

17. Конструктивныеразмеры корпусаредуктора…………..…...16

18. Выбормуфты………………………………………………..…17

19. Выборсмазки…………………………………………….….…17

20. Проверочныйрасчёт одноступенчатогоредуктора………....18

21. Проверкапрочностишпоночныхсоединений………….…...24

22. Уточнённыйрасчёт валов…………………………………….25

23. Расчётнаясхема ведущеговала……………………………....29

24. Расчётнаясхема ведомоговала……………………………....30

25.Литература……………………………………………………..31

26.Приложение……………………………………………………32

Замечанияруководителя

Введение

Ввидуотсутствияв промышленностимощных электродвигателейс малой скоростьювращения появиласьнеобходимостьв созданиидвигателей,которые будутпонижать скоростьвращения. Такимустройствомявляетсяпроектируемыйредуктор.

Цельданного проектасостоит впроектированииодноступенчатогоцилиндрическогоредуктора скосозубымиколёсами.

В процессепроектированиянеобходимовыбрать соответствующиедетали, приэтом учитываяих долговечность,габариты.

За времякурсовогопроектированиястудент приобретаетнавыки в использованиитехническойлитературы,справочников,ГОСТов и другихсправочныхи учебных материалов.

Расчетпривода

Исходныеданные:

N₂ = 95 кВт - мощностьна ведомом валу

n₂ = 650 об/мин - числооборотов наведомом валу

U_p = 4,5 - передаточноеотношениередуктора

T = 13000 часов - срокслужбы привода

Передачанереверсивная

Привод состоит из электродвигателя1, муфты 2, одноступенчатогоредуктора сцилиндрическимиколесами 3, ленточныйтранспортёр– 4.

Графикнагрузки:

0,1М_н

0,3М_н

,2М_н М_н

0,6 М_н

0,003Т 0,5Т 0,4Т

1. Выборэлектродвигателя

Вычислимобщий КПД редуктора:

Из табл. 1.1[1]выбираем:

- зубчатаяпередача взакрытом корпусес цилиндрическимиколёсами

- потери натрение в опорахкаждого вала

- коэффициент

n=2 - число валов

Необходимаямощностьэлектродвигателя:

Частотавращения валаэлектродвигателя:

Из каталога(П.1. [1]) выбираемасинхронныйэлектродвигательсерии 4А, закрытыйобдуваемыйпо ГОСТ 19523-81 - 4А280S2,с номинальноймощностью N=110кВт и частотойвращения n_c= 3000 об/мин.

Скольжение s = 2%

Перегрузкапо мощности:

Перегрузкипо мощностинет.

Определимзначения мощностей,угловых скоростейи крутящихмоментов навалах:

Вал1 - вал электродвигателя

N₁= 99,93 кВт ; n₁ = 2925 об/мин

Угловаяскорость:

Крутящиймомент:

Вал2 – выходнойвал

N₂= N₁x η₁=99,93x 0,97=96,93 кВт

n₂= n₁/ U_p=2925 / 4,5= 650 об/мин

Угловаяскорость:

Крутящиймомент:

2.Расчёт зубчатойпередачи

Выбор материаловшестерни –колеса.

Для обеспеченияпередачи выбираемиз табл. 3.3 [1] материалы:

для шестерни– Сталь 40Х, σ_В=780Мпа; σ_Т=440Мпа; HB₁230; термообработка– улучшение

для колеса- Сталь 40Х, σ_В=690Мпа; σ_Т=340Мпа; HB₂200; термообработка– нормализация.

Вычисляемпределы выносливости:

N_HO– базовое числоциклов нагруженияколеса длярасчёта поконтактнымнапряжениямпри твёрдости ≤ HB230

N_HO=1,0х 10⁷

Эквивалентноечисло цикловнагруженияN_У определим всоответствиис графикомнагрузки:

Из графиканагрузки следует:

M_max=1,2 Mн ; М_II=0,6 Мн ; М_III=0,3 Мн ;

t_max=0,003 T ; t_II=0,1 T ; t_III=0,4 T ;

n_max=n₁ ; M_I=M_Н;t_I=0.5T ; n_I=n_II=n_III=n₁

Допустимоеконтактноенапряжениедля материаловзубчатых колёспередачи:

- где коэффициентрежима прирасчёте наконтактнуюпрочность

Таккак N_y> 10⁷, то k_pk=1

Момент навалу шестерни:

Коэффициентнагрузки длясимметричногорасположенияшестернипредварительнопримем k=1,3.

Из условияконтактнойпрочности длякосозубых колёс Ψа=0,315; k_П=1,4;межосевоерасстояниевычислим поформуле:

По ГОСТ 2185-66 этозначение a_ω округляетсядо ближайшегостандартного a_ω= 400 мм.

Расчётгеометрическихпараметровзубчатых колёс.

Нормальныймодуль m_nвыбираетсяиз ряда стандартныхмодулей по ГОСТ9563-60 из интервалаm_n=(0,010-0,020)a_ω

m_n=(0,010-0,020)х400=4-8мм

Принимаемпо ГОСТ 9563-60 m_n=6мм.

Еслипредварительнопринять, чтоугол наклоназуба β=10⁰,то суммарноечисло зубьевшестерни иколеса вычислимпо формуле:

;

Передаточноеотношение

отличаетсяот стандартного(U=4,5) на 0,89% ,что меньшедопустимого2,5%.

Чтобы a_ω оставалосьстандартным,вычисляемуточнённоезначение угланаклона зубьев:

β= arccos 0,98= 10⁰73^I

Основныеразмеры шестернии колеса.

Вычислимдиаметры делительныхокружностей:

- шестерни:

- колеса:

Проверяеммежосевоерасстояние:

Диаметрыокружностейвершин:

- шестерни:

- колеса:

Диаметрыокружностейвпадин зубьев:

-шестерни:

-колеса:

Ширина венцазубьев колеса:

Ширина венцазубьев шестерни:

3. Проверочныйрасчет на контактнуювыносливость

Определимкоэффициентширины шестернипо диаметру:

Для уточнениякоэффициентанагрузки определяетсяокружная скоростьколес в зацеплениии степень точностипередачи:

Примем 7-уюстепень точности.

Уточним коэффициентнагрузки

где: К _Н_= 1,041 - из таблицы 3.5 [1]

К _Н_= 1,12 - из таблицы 3.4 [1]

К _HV= 1,05 - из таблицы 3.6 [1]

Проверкаконтактныхнапряженийпо формуле:

591,25

Условиепрочностисоблюдается

393,26 МПа _H] = 591,25 Мпа

5. Расчет наконтактнуювыносливостьпри действиимаксимальнойнагрузки

Используя график нагрузки находим

Допускаемоенапряжениедля нормализованнойстали 45

_H_Р_max = 2,8 _Т = 2,8• 510 = 1428 МПа

Условие прочности _Hmax_H_Р_max соблюдается

6.Силы, действующиев зацеплении

окружная

радиальная

осевая

7. Расчет навыносливостьпри изгибе

Потаблице 3 методикиуточним механическиехарактеристикиматериаловзубчатых колесс учетом установленных размеров ивычислим пределывыносливости:

где: коэффициенттвёрдости

(стр. 42). По табл.3,7 при ψ_bd=1,275,твёрдостиHB≤350и несимметричномрасположениизубчатых колёсотносительноопор k_Fβ=1,33.

по табл. 3.8 k_Fυ=1,2.

Т.о.коэффициент k_F=1,33х1,2=1,596

Y_F– коэффициент,учитывающийформу зуба, изависящий отэквивалентногочисла зубьевz_υ

у шестерни

у колеса

Потаблице настр.42 выбираем:

Y_F₁=4,09 и Y_F₂=3,61

Допускаемоенапряжениепо формуле:

Потабл. 3.9 для Стали35 при твёрдостиHB≤350 σ^o_Flimb=1,8HB

Для шестерниσ^o_Flimb=1,8х 510=918 HB

Для колеса σ^o_Flimb=1,8х 450=810 HB

[S_F]=[S_F]^Ix[S_F]^II - коэффициентбезопасности,

где: [S_F]^I=1,75 (по табл. 3.9), [S_F]^II=1 (для поковоки штамповок)

[S_F]=[S_F]^Ix[S_F]^II=1,75х1=1,75.

Допускаемыенапряжения:

для шестерни:

для колеса:

Находимотношения:

для шестерни:

для колеса:

Дальнейшийрасчёт следуетвести для зубьевколеса, длякоторого найденноеотношениеменьше.

ОпределимкоэффициентыY_βи K_Fα(см гл. III,пояснения кформуле (3.25)).

для среднихзначений коэффициентаторцевогоперекрытияε_α=1,5и 7-й степениточности K_Fα=0,92

Проверяемпрочность зубаколеса по формуле:

Условиепрочностивыполнено.

8.Предварительныйрасчет валов

Предварительныйрасчет проводимна кручениепо пониженнымдопускаемымнапряжениям.

Ведущийвал

Диаметрвыходного концапри допускаемомнапряжении[_к] = 20 Мпа

Принимаем d _в1= 50мм

Примемпод подшипниками d _п1 = 45мм

Шестернювыполним заодно целое свалом.

Ведомыйвал

Примем [ _к ] = 20 МПа

Диаметрвыходного конца вала

Примем d _в2 = 65мм

Диаметрвала под подшипникамипримем d _п2= 70 мм

Подзубчатым колесомпримем d _к2= 75 мм

Диаметрыостальныхучастков валовназначаютисходя изконструктивныхсоображенийпри компоновкередуктора.

9.Конструктивныеразмеры зубчатыхколес

Вал-шестерня

Еёразмеры определенывыше:

d₁= 146,565 мм; d_a₁= 158,565 мм; b₁= 131 мм

Колесовала 2

d₂= 653,435 мм; d_a₂= 665,435 мм; b₂= 126 мм

Диаметрступицы

d_ст= 1,6 х d_k₂= 1,6 х 75 = 120мм

Принимаем d_ст = 120 мм

Длинаступицы

L_ст= 1,4 х d_k₂= 1,4 х 75 = 105мм

Принимаем L _ст= 150 мм

Толщинаобода

 =(2,54)х m _n=(2,54)х 6 = 1524мм

Принимаем  = 20 мм

Толщинадиска

С= 0,3 х b ₂ = 0,3 х 126 = 37,8 мм

Принимаем С = 40 мм

10.Конструктивныеразмеры корпусаредуктора

Толщинастенок корпусаи крышки

 =0,025 х a_w+1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Примем = 12 мм

₁ = 0,02 хa_w+1 = 0,02 х 400 + 1 = 9 мм Примем ₁ = 10 мм

Толщинафланцев поясовкорпуса и крышки

-верхнегопояса корпусаи пояса крышки

b= 1 ,5 х  = 1,5 х 12 = 18 мм

b₁= 1 ,5 х ₁=1,5 х 12 = 15 мм

-нижнего поясакорпуса

р= 2,35 х  = 2 ,53 х 10 = 25,3 мм Принимаем р = 25 мм

Диаметрболтов :

-фундаментных

d₁ = 0,033 хa_w+12 = 0,033 х 400 + 12 = 25,2 мм

Принимаемболты с резьбой М 27

-крепящихкрышку к корпусуу подшипника

d₂ = 0,72 хd ₁ = 0 ,72 х27 = 19,4 мм

Принимаемболты с резьбой М20

-соединяющихкрышку с корпусом

d₃ = 0,55 хd₁ = 0,55 х27 = 14,8 мм

Принимаем болты с резьбой М 16

11.Выбор муфты

Ведомыйвал

Передаваемыйкрутящий момент

Т₂= 1027,93 Н м

Числооборотов n= 650 об/мин

Примениммуфту упругуювтулочно-пальцевуюпо ГОСТ 21424-75

Размеры

d= 65 мм Т = 1000 Н м Тип I

D= 220 мм L= 286 мм

12.Выбор смазки

Смазываниезубчатогозацепленияпроизводимокунаниемзубчатогоколеса в масло,заливаемоевнутрь корпусадо уровня,обеспечивающегопогружениеколеса на 10 мм.

Передаваемая мощность Р= 99,93 кВт

Объеммасляной ванны Wопределим израсчета 0,25дм³ масла на 1 кВтпередаваемоймощности

W= 0,25 х 99,93 = 24,98 л

Устанавливаемвязкость масла

При _н =9,729 МПа и V= 22,435 м/с

кинематическаявязкость масла = 34 х 10^-6 м² /с

Примениммасло индустриальное И- 30А по ГОСТ 20799-75

КамерыподшипниковзаполняемпластичнымсмазочнымматериаломУТ – 1.

13. Проверочныйрасчет валоводноступенчатогоредуктора

Расчётведущего вала

Изпредыдущихрасчётов имеем:

T₁ = 326,41 Н м –крутящий момент

n₁ = 2925 об/мин - числооборотов

F_t= 4454,13 Н – окружноеусилие

F_r= 1650,05 Н – радиальноеусилие

F_a= 308,56 Н – осевоеусилие

d₁ = 146,565 мм –делительныйдиаметр шестерни

Материалвала: сталь45, улучшенная, HB 200

_в= 690 МПа – предел прочности

_-1 = 0,43 х_в = 0,43 х690 = 300 МПа - предел выносливостипри

симметричном цикле изгиба

_-1 = 0,58 х_-1 = 0,58х 300 = 175 МПа - пределвыносливостипри

симметричном цикле касательныхнапряжений

l₁= 110 мм

Определимопорные реакциив плоскости XZ

Определимопорные реакциив плоскости YZ

Проверка:

Суммарныереакции:

Определимизгибающиемоменты

Плоскость YZ

Плоскость ZX

Суммарныйизгибающиймомент

Подбираемподшипникипо более нагруженнойопоре 1.

Намечаемрадиальныешариковыеподшипники309 (по П.3. [1]):

d= 45 мм ; D= 100 мм ; B= 25 мм ; r= 2,5 мм ; C= 52,7 кН ; C_o= 30 кН

Эквивалентнаянагрузка определяетсяпо формуле:

где: F_r₁= 2412,59 Н - радиальнаянагрузка

F_a= 308,56 Н - осеваянагрузка

V= 1 - (вращаетсявнутреннеекольцо)

K_σ= 1 - коэффициентбезопасностидля приводовленточныхконвейеров(по табл.9.19 [1])

K_T= 1 - температурныйкоэффициент(по табл.9.20 [1])

Отношение

; этой величине(по табл. 9.18[1])

соответствуетe ≈0,18

Отношение

> e ; X= 0,56 и Y= 2,34

Расчётнаядолговечность,млн.об

Расчётнаядолговечность,час.

что большеустановленныхГОСТ 16162-85.

Расчет ведомоговала

Ведомыйвал несёт такиеже нагрузки,как и ведущий.

Изпредыдущихрасчётов имеем:

T₂ = 1027,93 Н м –крутящий момент

n₂ = 650 об/мин - числооборотов

F_t= 4454,13 Н – окружноеусилие

F_r= 1650,05 Н – радиальноеусилие

F_a= 308,56 Н – осевоеусилие

d₂ = 653,435 мм– делительныйдиаметр шестерни

Материалвала: сталь45, нормализованная HB 190

_в= 570 МПа – предел прочности

_-1 = 0,43 х_в = 0,43 х570 = 245 МПа - предел выносливостипри

симметричном цикле изгиба

_-1 = 0,58 х_-1 = 0,58х 245 = 152 МПа - пределвыносливостипри

симметричном цикле касательныхнапряжений

l₂= 140 мм

Определимопорные реакциив плоскости XZ

Определимопорные реакциив плоскости YZ

Проверка:

Суммарныереакции:

Подбираемподшипникипо более нагруженнойопоре 4.

Намечаемрадиальныешариковыеподшипники314 (по П.3. [1]):

d= 70 мм ; D= 150 мм ; B= 35 мм ; r= 3,5 мм ; C= 104 кН ; C_o= 63 кН

Эквивалентнаянагрузка определяетсяпо формуле:

где: F_r₄= 2522,73 Н - радиальнаянагрузка

F_a= 308,56 Н - осеваянагрузка

V= 1 - (вращаетсявнутреннеекольцо)

K_σ= 1 - коэффициентбезопасностидля приводовленточныхконвейеров(по табл.9.19 [1])

K_T= 1 - температурныйкоэффициент(по табл.9.20 [1])

Отношение

; этой величине(по табл. 9.18[1])

соответствуетe ≈0,18

Отношение

Расчётнаядолговечность,млн.об

Расчётнаядолговечность,час.

что большеустановленныхГОСТ 16162-85.

Определимизгибающиемоменты в сеченииС

Плоскость YZ

Плоскость XZ

Суммарныйизгибающиймомент в сеченииС

14. Проверкапрочностишпоночныхсоединений

Шпонкипризматическиесо скруглённымиторцами. Размерысечений шпоноки пазов и длинышпонок – поГОСТ 23360-78 (табл.8.9 [1]).

Материалшпонок – сталь45 нормализованная.

Напряжениесмятия и условиепрочностинаходим поформуле:

Допускаемыенапряжениясмятия пристальной ступице[σ_см]=100-120Мпа, при чугунной[σ_см]=50-70Мпа.

Ведущийвал: d=50мм

шпонка: ширина- b=14мм

высота - h=9мм

длина - l=50мм

глубина пазавала - t₁=5,5мм

глубина пазавтулки - t₂=3,8мм

фаска - sx 45^о=0,3

Выбираем(по табл. 11.5 [1]) моментна ведущем валу T₁=710 x10³ Н мм

Материалдля полумуфтМУВП – чугунмарки СЧ 20.

Ведомыйвал: d=65мм

шпонка: ширина- b=20мм

высота - h=12мм

длина - l=100мм

глубина пазавала - t₁=7,5мм

глубина пазавтулки - t₂=4,9мм

фаска - sx 45^о=0,5

Выбираем(по табл. 11.5 [1]) моментна ведущем валу T₁=1000 x10³ Н мм

Обычнозвёздочкиизготовляютиз термообработанныхуглеродистыхили легированныхсталей. Условиепрочностивыполняется.

15. Уточнённыйрасчёт валов

Примем,что нормальныенапряженияот изгиба изменяетсяпо симметричномуциклу, а касательныеот кручения– по отнулевому(пульсируещему).

Уточнённыйрасчёт валовсостоит в определениикоэффициентовзапаса прочностиsдля опасныхсечений и сравненииих с требуемыми(допускаемыми)значениями[s].Прочностьсоблюдена приусловии s≥[s].

Будем производитьрасчёт дляпредположительноопасных сеченийкаждого извалов.

Ведущийвал.

Материалвала то же, чтои для шестерни,т.е. сталь 45, термическаяобработка –улучшение.

По (табл. 3.3 [1])при диаметрезаготовки до90 мм среднеезначение σ_в=780МПа.

Предел выносливостипри симметричномцикле изгиба

Предел выносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений

СечениеА-А. Этосечение припередаче вращающегомомента отэлектродвигателячерез муфтурассчитаемна кручение.Концентрациюнапряженийвызывает наличиешпоночнойканавки.

Коэффициентзапаса прочности

где амплитудаи среднее напряжениеотнулевогоцикла

При d=50мм,b=14мм,t₁=5,5мм(по табл. 8.5 [1])

Примем k_τ=1,68(табл. 8.5[1]), ε_τ=0,76(табл. 8.8[1]) и ψ_τ=0,1(стр. 166 [1]).

ГОСТ 16162-78 указываетна то, чтобыконструкцияредукторовпредусматривалавозможностьвосприятиярадиальнойнагрузки, приложеннойв серединепосадочнойчасти вала.Величина нагрузкидля одноступенчатыхзубчатых редукторовна быстроходномвалу должнабыть 2,5

при 25 х 10³Н мм Б3Н мм.

Приняв уведущего валадлину посадочнойчасти под муфтуравной длинеполумуфтыl=170мм,получим изгибающиймомент в сеченииА-А от консольнойнагрузки

Изгибающиймомент в горизонтальнойплоскости

Изгибающиймомент в вертикальнойплоскости

Суммарныйизгибающиймомент в сеченииА-А

;среднее напряжениеσ_m=0.

Коэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям

Результирующийкоэффициентзапаса прочности

получилсяблизким ккоэффициентузапаса s_τ=5,41.Это незначительноерасхождениесвидетельствуето том, что консольныеучастки валов,рассчитанныепо крутящемумоменту исогласованныес расточкамистандартныхполумуфт, оказываютсяпрочными и чтоучёт консольнойнагрузки невносит существенныхизменений.

Такой большойзапаса прочностиобъясняетсятем, что диаметрвала был увеличенпри конструированиидля соединенияего стандартнойполумуфтойс валом электродвигателя.

По этой причинепроверятьпрочность вдругих сеченияхнет необходимости.

Ведомыйвал.

Материалвала то же, чтои для шестерни,т.е. сталь 45нормализованная.

По (табл. 3.3 [1])при диаметрезаготовки до90 мм среднеезначение σ_в=570МПа.

Предел выносливостипри симметричномцикле изгиба

Предел выносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений

СечениеА-А. Концентрациюнапряженийв этом сечениивызывает наличиешпоночнойканавки снапрессовкойколеса на вал.

Коэффициентзапаса прочности

При d=75мм,b=22мм,t₁=9мм,h=14,l=140(по табл. 8.5 [1])

Примем k_τ=1,49(табл. 8.5[1]), k_σ=1,59(табл. 8.5[1]),

ε_τ=0,67(табл. 8.8[1]), ε_σ=0,775(табл. 8.8[1]),

ψ_τ=0,1(стр. 166 [1]), ψ_σ=0,15(стр. 166 [1]).

Коэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям

при 25 х 10³Н мм Б3Н мм.

Приняв уведущего валадлину посадочнойчасти под муфтуравной длинеполумуфтыl=100мм,получим изгибающиймомент в сеченииА-А от консольнойнагрузки

Изгибающиймомент в горизонтальнойплоскости

Изгибающиймомент в вертикальнойплоскости

Суммарныйизгибающиймомент в сеченииА-А

;среднее напряжениеσ_m=0.

Коэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям

Результирующийкоэффициентзапаса прочности

Расчетнаясхема ведущеговала

A

d₁

d₂ . d_д

A

R_X1

R_X2

T₁

R_Y1

R_Y2

l₁l₁

102059,10 Нмм

79446,40 Нмм

M_y

Z M _x

244976,16 Нмм

326,41 Нмм

T₁

Расчетнаясхема ведомоговала

d₂

A

B

A

B

R_Y1

R_Y2

T₂

R_X1

R_X2

l₂ l₂

311787,84 Нмм

M_y

M_x

29081,45Нмм

129893,40 Нмм

1027,93 Нмм

T₂

Литература : 1. Курсовоепроектированиедеталей машин.

под редакцией С.А. Чернавского

М. Машиностроение , 1988 г.

2. Методическоеруководствок курсовомупроектированиюпо прикладноймеханике № 431

ВГТУ,Воронеж, 1982 г.

3. Детали машин.Атлас конструкцийпод редакциейРешетова Д.Н.

М. Машиностроение , 1979 г.

Курсовойпроект по ПрикладнойМеханике

студентагруппы ЭСХ-011

КалигановаСергея

Данныйкурсовой разбитна несколькофайлов:

Титульный_Курсовой– Механика– заполненныйтитульный лист
Задание_Курсовой– Механика– заполненныйобразец задания(второй листв курсовомпроекте)
Задание_Курсовой– чистое– чистый бланкзадания
Курсовой– Механика– расчётно-пояснительнаязаписка (всясамая основнаячасть с расчётами,пояснениями,эпюрами и т.д.)
Спецификация– последниедва листапояснительнойзаписки (вставляютсяв самый конец,после СпискаЛитературы;по указаниюпреподавателямогут выполнятьсяна ватмане)
Чертежи– папкас графическимифайлами в форматеJPEG,на которыхизображенычертежи к данномукурсовомупроекту (чертежиотсканированыотдельнымичастями форматаА4, которыераспечатавможно склеитьи перерисоватьчерез стекло)
Описание_файлов_курсового_проекта– собственноэтот лист

Данныйкурсовой проектвыполнен мнойсамостоятельно,и в нём могутбыть небольшиенеточности.

Чертежиотсканированымной (за неимениембольшого сканера)кусочкамиформата А4, послетого как былиготовы; на нихнет росписии замечанийруководителя.

Курсовойзащищён 26.06.2004 годав ВГТУ студентомКалигановымСергеем Анатольевичему преподавателяСвиридоваСергея Ивановичана оценку 4 (хорошо).

Поз.

Обоз-наче-ние

Наименование

Кол.

Примечание

101

102

103

104

105

106

107

108

109

Документация

Пояснительнаязаписка

Сборочныйчертёж

Детали

Валведомый

Валведущий

Колесозубчатоецилиндрическое

Вал-шестерняведущий

Крышкаподшипникасквозная

Крышкаподшипникаглухая

Втулкараспорная

Кольцомазеудерживающее

Маслоуказательжезловый

Прокладка

Пробка

Крышкасмотровогоокна

Прокладка

Корпусредуктора

Прокладкарегулировочная

Стандартныеизделия

БолтМ20 х 160

ГОСТ7798-70

Шайбапружинная 20

ГОСТ6402-70

БолтМ20 х 120

ГОСТ7798-70

ГайкаМ20

ГОСТ5915-70

БолтМ16 х 30

ГОСТ7798-70

БолтМ6 х 20

ГОСТ7798-70

Подшипник309

ГОСТ8338-75

Подшипник314

ГОСТ8338-75

Шпонка14 х 9 х 50

ГОСТ23360-78

Сталь45

Сталь40х ГОСТ 4543-71

СЧ15 ГОСТ 1412-70

СтальСт2 ГОСТ 380-71

СтальСт3 ГОСТ 380-71

Резинамаслостойкая

СтальСт3 ГОСТ 380-71

СЧ15 ГОСТ 1412-70

Картонтехнической

СЧ15 ГОСТ 1412-70

Сталь10

Поз.

Обоз-наче-ние

Наименование

Кол.

Примечание

110

111

112

113

114

115

116

Шпонка20 х 12 х 100

ГОСТ23360-78

Шайбапружинная 16

ГОСТ6402-70

ГайкаМ16

ГОСТ5915-70

БолтМ12 х 20

ГОСТ7798-70

Шайбапружинная 12

ГОСТ6402-70

Штифт10х25

ГОСТ3129-7

Прочиеизделия

Пресс-маслёнкаМ10 х 1

ГОСТ20905-75

Изм

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Разраб.

КалигановС.А.

Литера

Лист

Масштаб

Провер.

СвиридовС.И.

У

ФВЗО ВГТУ

Н.контр.

Утв.

МинистерствообразованияРоссийскойФедерации

ВОРОНЕЖСКИЙГОСУДАРСТВЕННЫЙТЕХНИЧЕСКИЙУНИВЕРСИТЕТ

Факультетвечернего изаочного обучения

КафедраПрикладноймеханики