Техника в современном мире имеет быстро ускоряющееся развитие. Темпы смены новых поколений технических решений стали значительно опережать темпы смены их разработчиков. Теперь за время трудовой деятельности одного специалиста в передовых отраслях производства происходит смена нескольких этапов технических средств. Такое быстрое техническое переоснащение вызывает такое же быстрое устаревание накопленной базы знаний и требует их скорейшей модернизации и дополнения. Но и к разработчикам предъявляются все более возрастающие требования и ставятся все новые задачи. Чтобы конструктор не отставал от технического прогресса в различных областях техники, ему приходится непрерывно совершенствовать свои знания и умения исходя не только из узкой специализации, но учитывая опыт и технические возможности прогресса. Модернизации знаний особо помогает огромный объем научно-технической и производственной и технологической информации, которая имеется на просторах интернета, и которую предоставляют научно технические, исследовательские институты, а также промышленные лаборатории.

Для того, чтобы правильно и технически обоснованно выбрать или разработать схему прибора, скомпоновать узлы, подобрать материал для деталей, сконструировать детали, установить нормы точности и т.д., необходимо иметь навыки в проектировании и конструировании. Основными задачами курсовой работы являются:

а) закрепление и углубление знаний, полученных при изучении механики приборов;

б) приобретение навыков в использовании технической литературы;

в) приобретение опыта разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования.

В данном проекте проведен следующий объем конструкторских работ: - выбрана рациональная компоновочная кинематическая схема устройства и конструкция его узлов;

- определены необходимые размеры, выбраны рациональные формы деталей и способы их изготовления и упрочнения, выбраны материалы и определены допускаемые напряжения, назначены допуски, посадки и шероховатость поверхностей;

- обеспечены требования взаимозаменяемости и технологичности деталей, условий сборки и рациональной смазки;

- составлена и оформлена техническая документация.

1. Обзор существующих конструкций

В приборных редукторах часто используют открытые зубчатые механизмы.

Рисунок 1. Редуктор следящей системы

На рис. 1 показана конструкция редуктора приборной следящей системы, в которой можно регулировать межосевые расстояния и устранять перекос валов. В конструкции используют двухплатный корпус, который состоит из параллельных плат 1 и 3, скрепленных четырьмя стойками 2. На платах закреплены обоймы 14 с шарикоподшипниками 13. Регулировка зацеплений зубчатых передач 10 осуществляется смещением обойм вместе с шарикоподшипниками и валиками. После регулировки обоймы закрепляют винтами 7 и фиксируют установочными штифтами 8. Осевой натяг шарикоподшипников обеспечивается выбором соответствующих размеров валиков, а появляющиеся при сборке зазоры между платами и фланцами обоймы заполняют прокладками 15 (чтобы избежать перекосов обойм). На платах закрепляют электродвигатель 11 и потенциометр 5, который устанавливают на скобе 4 и соединяют с валиком при помощи втулочной муфты 6. Конструкция применяется при единичном и мелкосерийном производстве. Высококачественная сборка (малый мертвый ход, хорошая плавность и легкость вращения) требует использование труда высококвалифицированных сборщиков, так как смещение подшипников приводит к перекосу валиков и зубчатых колес.

Рисунок 2. Универсальный редуктор

Универсальный редуктор типа УРД с двигателем ДИД-05 (рис.2) предназначен для использования в следящих системах авиационных приборов и автоматики. В редукторе возможно получение 37 передаточных чисел в диапазоне от 18 до 8192 при одних и тех же платах с помощью различных сборочных единиц (трибок с зубчатыми колесами). Для установки редуктора в приборе в платах предусмотрены по четыре отверстия: два для фиксации редуктора штифтами и два для крепления его винтами. В редукторах подобного типа (с нерегулируемым межосевым расстоянием) для обеспечения правильного зацепления мелкомодульных колес (m =0,2...0,3мм) необходимо выполнить координаты отверстий с точностью до ±(0,02...0,03)мм, Отверстия в платах делают при помощи калибровочных штампов, а сами платы -- штамповкой-вырубкой. Валики в отверстиях плат устанавливают по посадке с зазором.

Однокорпусная конструкция малогабаритного редуктора приборной следящей системы приведена на рис. 3. На вертикальном литом кронштейне 1 с одной стороны закреплены электродвигатель 2 и потенциометр 3, а с другой втулки-фланцы 8 с установленными в них на шарикоподшипниках валиками.

Рисунок 3. Малогабаритный редуктор

Сборка редуктора производится по узлам: предварительно каждая втулка-фланец собирается со своим валиком 7, своими шарикоподшипниками 6, зубчатыми колесами 5, закрепленными стопорными винтами. Затем втулки-фланцы устанавливают на кронштейн и после регулировки зацеплений и проверки качества работы редуктора элементы конструкции механизма закрепляют окончательно. Двигатель, потенциометр и втулки-фланцы крепят винтами 12. После этого устанавливают фиксирующие штифты 11. Зубчатые колеса закрепляют на валах штифтами 4. Крепежные винты после сборки и регулировки механизма контрят краской, а стопорные винты вывинчивают.

При мелкосерийном производстве кронштейн изготовляют литьем в землю, а втулки - фланцы вытачивают. В условиях крупносерийного производства эти детали выполняются литьем под давлением. Отверстия во втулках-фланцах делают сквозными, а для упора наружных колес шарикоподшипников внутри втулок-фланцев используют втулки 9, которые закрепляют винтами 10. Осевой натяг шарикоподшипников осуществляется с помощью ступиц зубчатых колес и установочных колец 13.

Однокорпусная конструкция является технологичной и экономичной. В такой конструкции большинство деталей и узлов редуктора унифицировано и удобно регулировать межосевые расстояния. Такую конструкцию применяют для цилиндрических зубчатых передач с параллельным расположением валиков.

В качестве прототипа выбираем первую конструкцию, поскольку она сочетает в себе простоту сборки и изготовления, небольшие размеры, возможность дополнительной регулировки.

2. Расчеты подтверждающие работоспособность

2.1 Расчет мощности двигателя

Выбор электродвигателя заключается в отыскании такого двигателя, мощность которого будет больше или, по крайней мере, равна расчетному значению:

где - расчетная мощность нагрузки, Вт;

- коэффициент запаса ()

- КПД редуктора.

Расчетную мощность нагрузки в ваттах (при вращательном движении выходного звена) определяют по формуле [1, стр.7]:

где - угловая скорость вращения выходного звена, рад/с;

- частота вращения выходного вала, об/мин.

?- общий момент нагрузки

Общий момент нагрузки:

где - динамический момент нагрузки, Н·м

- момент нагрузки, Н·м

Определим динамический момент нагрузки:

где Jн - момент инерции нагрузки, кг·м2

Ен - угловое ускорение вращения выходного вала, рад/с2

Тогда для общего момента нагрузки имеем:

Определим потребную мощность на валу:

Определим необходимую мощность двигателя:

где - КПД привода.

Примем , тогда по формуле находим:

Выбираем двигатель СЛ261{копилов-150}. Двигатели серий СЛ - это двигатели постоянного тока реверсивного продолжительного действия с параллельным либо последовательным возбуждением от электромагнитов, применяются в качестве исполнительных двигателей в следящих системах автоматики. Отличаются повышенным ресурсом наработки и высокой стабильностью частоты вращения. Способны устойчиво и надежно работать в широком диапазоне температур(-40.. +40°).

Двигатель СЛ161 имеет следующие характеристики:

мощность

напряжение питания

ток питания

частота вращения

момент нагрузки

возбуждение параллельное

гарантированное время наработки 2000ч

2.2 Расчет передаточных отношений

При проектировании редуктора на базе цилиндрических колес требуемое передаточное отношение можно реализовать различными способами.

Согласно техническому заданию, проектирование редуктора производится при условии равенства делительных окружностей колес и равнопрочности на изгиб. По данному критерию разрабатывают мощные силовые редукторы. Особенностью конструкций этих редукторов является размещение осей зубчатых колес в одной плоскости. Расчет параметров редуктора осуществляют при условии равнопрочности колес на изгиб.

Общее передаточное число редуктора равно:

Число ступеней определяют по формуле (3.12):

Значение передаточного отношения i1 cледует предварительно назначать из условия

Выбираем i1=10

Тогда число ступеней:

После вычисления n определим точное значение i1

Рассчитываем передаточное отношение остальных ступеней по формуле

Из стандартного числа зубьев колес по ГОСТ 13733-77 принимаем:

Число зубьев шестерни z1=17, числа зубьев колес

Числа зубьев остальных шестерен округляется до ближайших стандартных значений по ГОСТ 13733-77

z3=z4/i2=150/4.21?35

z5=z6/i3=150/2.61?58

z7=z8/i4=150/1.89?80

Уточним значения передаточных отношений ступеней редуктора

i1=z2/z1=150/17=8,82

i2=z4/z3=150/35=4,29

i3=z6/z5=150/58=2,58

i4=z8/z7=150/80=1,87

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного :

КПД привода определяем по формуле:

где - КПД цилиндрической передачи ();

- КПД подшипников качения ().

По формуле (3.21) находим:

Проверим выполнение условия(3.1):

Условие (3.1) выполняется.

2.3 Расчеты на прочность

2.3.1 Расчет кинематических пар

2.3.1.1 Выбор материала зубчатых колес

В качестве материала шестерни выбираем сталь 40Х улучшенная, твердостью 262НВ, материал колеса - сталь 40Х нормализованная, твердостью 235НВ. Расчеты выполним в соответствии с [2, стр.4].

Определим допустимые контактные напряжения :

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

Предел контактной выносливости:

- для шестерни (НВ=262):

- для колеса (НВ=235):

При однородной структуре материала .

Так как число циклов нагружения каждого зубчатого колеса больше базового числа циклов нагружения, то .

По формуле (3.23) получаем:

Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес принимаем:

Определим допустимые контактные напряжения изгиба :

где - предел выносливости зубьев при изгибе;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент долговечности.

Предел выносливости зубьев при изгибе:

Так как число циклов нагружения каждого зубчатого колеса больше базового числа циклов нагружения, то .

Коэффициент безопасности принимаем равным .

По формуле (3.30) получаем:

2.3.1.2 Проектные расчеты передачи

Из конструктивных соображений мы приняли:

z2… z8= 150, z1= 17, z3= 35, z5= 58, z7= 80

i1= 8,82, i2= 4,29, i3= 2,58, i4= 1,87

Выбираем коэффициенты ширины зубчатого венца относительно диаметра :

Таблица 1. Коэффициенты ширины ЗВ

Формула
Звено	1	2	3	4
	0,6	0,6	0,6	0,6

Определяем предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

Таблица 2. Коэффициенты ширины ЗВ

Формула
Звено	1	2	3	4
Передаточное отношение i	8,82	4,29	2,58	1,87
	0,12	0,22	0,3	0,6

Определяем коэффициент концентрации нагрузки :

Таблица 3.Коэффициенты концентрации нагрузки

Формула
Звено	1	2	3	4
	0,6	0,6	0,6	0,6
	1,07	1,07	1,07	1,07

Определяем предварительно межосевое расстояние, для этого необходимо знать моменты на валах редуктора.

Таблица 4. Предварительный выбор межосевого расстояния
Формула
Звено
1
2
3
4
491
491
491
491
Передаточное отношение i
8,82
4,29
2,58
1,87
0,12
0,22
0,3
0,6
1,07
1,07
1,07
1,07
590
2660
7200
14200
,мм
59,69
57,34
61,72
48,45
Определим модуль колёс:
Таблица 5. Определение модуля ЗК
Формула
,мм
Звено
1
2
3
4
1
1
1
1
Zn
17
35
58
80
Zn+1
150
150
150
150
,мм
59,69
57,34
61,72
48,45
,мм
0,71
0,62
0,59
0,42
z2… z8= 150, z1= 17, z3= 35, z5= 58, z7= 80
Выбираем наибольший стандартный модуль по ГОСТ 9563:
Таблица 6. Выбор стандартного модуля
Звено
1
2
3
4
,мм
0,8
0,8
0,8
0,8
Уточняем фактическое межосевое расстояние:
Таблица 7.Уточнение межосевого расстояния
Формула
,мм
Звено
1
2
3
4
1
1
1
1
Zn
17
35
58
80
Zn+1
150
150
150
150
0,8
0,8
0,8
0,8
66,8
74
83,2
92
Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:
Таблица 8. Уточнение коэффициента ширины ЗВ
Формула
Звено
1
2
3
4
0,12
0,22
0,3
0,6
,мм
59,69
57,34
61,72
48,45
,мм
66,8
74
83,2
92
0,08
0,10
0,12
0,08
Определяем рабочую ширину венца зубчатой передачи и округляем до целого числа:
Таблица 9. Рабочая ширина ЗВ
Формула
Звено
1
2
3
4
,мм
66,8
74
83,2
92
0,08
0,10
0,12
0,08
,мм
6
8
10
8
Определяем основные геометрические размеры передачи.
Диаметры делительных окружностей:
Таблица 10.Диаметры делительных окружностей
Формула
Звено
1
2
3
4
Элемент
шестерня
колесо
шестерня
колесо
шестерня
колесо
шестерня
колесо
,мм
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
zn
17
150
35
150
58
150
80
150
,мм
13,60
120
28
120
46,4
120
64
120
Диаметры окружностей выступов (мм):
Таблица 11.Диаметры окружностей выступов
Формула
Звено
1
2
3
4
Элемент
шестерня
колесо
шестерня
колесо
шестерня
колесо
шестерня
колесо
,мм
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
,мм
13,60
120
28
120
46,4
120
64
120
,мм
15,2
121,6
36,6
121,6
48
121,6
65,6
121,6
Диаметры окружностей впадин (мм):
Таблица 12.Диаметры окружностей впадин
Формула
Звено
1
2
3
4
Элемент
шестерня
колесо
шестерня
колесо
шестерня
колесо
шестерня
колесо
,мм
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
,мм
13,60
120
28
120
46,4
120
64
120
,мм
11,6
118
26
118
44,4
118
62
118
Ширина зубчатых колес (мм):
Таблица 13. Ширина зубчатых колес
Формула
Колесо- Шестерня-
Звено
1
2
3
4
Элемент
шестерня
колесо
шестерня
колесо
шестерня
колесо
шестерня
колесо
12
6
14
8
16
10
16
10
2.3.1.3 Проверочные расчеты передачи
Определим частоты вращения валов редуктора:
Моменты на валах редуктора
Окружная скорость шестерни двигателя, м/с:

Назначаем степени точности изготавливаемых колес:
6 - по нормам кинематитической точности;
7 - по нормам плавности работы;
6 - по нормам контакта зубьев.
2.3.1.3.1 Проверка условия прочности по контактным напряжениям
Уточняем коэффициент нагрузки:

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями,;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, ;
- динамический коэффициент, .
По формуле (3.38) находим:
Запишем условие прочности:

Момент, передаваемый валами первой и последней передачи :

По формуле находим:
Условие выполняется.
2.3.1.3.2 Проверка условия прочности зубьев по напряжениям изгиба
Силы, действующие в зацеплении(Н):
Таблица 14. Силы, действующие в зацеплении
1 ступень:
2 ступень:
Окружная, Н
Радиальная, Н
Окружная, Н
Радиальная, Н
Ft= (2 ` Тдв )/ d1
Fr= Ft ` tgб
Ft= (2 ` Т1 )/ d1
Fr= Ft ` tgб
Ft=(2 ` 63,7 )/ 13,6=9,36
Fr = 9,36` 0.3640=3,41
Ft=(2 ` 590 )/ 28=42,1
Fr = 42,1` 0.3640=81,9
Ft=9,36
Fr = 3,41
Ft=42,1
Fr =15,34
3 ступень:
4 ступень:
Окружная, Н
Радиальная, Н
Окружная, Н
Радиальная, Н
Ft= (2 ` Т2 )/ d1
Fr= Ft ` tgб
Ft= (2 ` Т3 )/ d1
Fr= Ft ` tgб
Ft=(2 ` 2660)/ 46,4=114,7
Fr =114,7`0.3640=41,73
Ft=(2 ` 7200 )/ 64=225
Fr = 225` 0.3640=81,9
Ft=114,7
Fr = 41,73
Ft=225
Fr = 81,9
Проведем сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса.
Определим по ГОСТ 21354-87 коэффициенты формы зуба и примем допустимые значения изгиба, полученные значения заносим в таблицу
Таблица 15. Допустимые значения изгиба
1 ступень:
4 ступень:
Шестерня
Колесо
Шестерня
Колесо
Н/мм2
Н/мм2
Дальнейший расчет ведем по минимальному значению .
Определим коэффициент нагрузки:

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, ;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, ;
- коэффициент динамичности, .
Тогда

для прямозубых передач

Условие выполняется.
2.4 Расчет на точность

Для передач, работающих в реверсном режиме, точность характеризуется мертвым ходом .
По условию задания на проектирование принимаем вероятностный метод расчета с процентом риска равным p=10%
При вероятностном расчете значение мертвого хода определяется следующей зависимостью:

где: -максимальное значение мертвого хода
-коэффициент фазовой компенсации
Максимальное значение мертвого хода найдем по формуле:

где: -наименьшее смещение исходного контура
-допуск на смещение исходного контура
-предельные отклонения межосевого расстояния
-люфт (радиальный зазор) в опорах вращения
Исходные данные:
Вид сопряжения F
6 - по нормам кинематитической точности;
7 - по нормам плавности работы;
6 - по нормам контакта зубьев.
Таблица 16 Значения параметров для точностного анализа
Кинематическая пара
Звено
,мкм
Fr,мкм
,мкм
,мкм
,мкм
1
Шестерня
24
16
30
19
23
Колесо
45
25
42
19
23
2
Шестерня
28
18
36
19
23
Колесо
45
25
42
19
23
3
Шестерня
32
20
36
22
23
Колесо
45
25
42
22
23
4
Шестерня
36
22
42
22
23
Колесо
45
25
42
22
23
Рассчитаем максимальные мертвые ходы в парах по формуле(3.48):
Мертвые ходы в парах (риск 10%):
Найдем суммарный мертвый ход в угловых единицах:

По заданию угловой допуск отработки 30'. Запас по точности составляет 7'45''. Компенсация мертвого хода не требуется.
2.5 Динамические расчеты

2.5.1 Расчет валов
2.5.1.1 Предварительный расчет
На данном этапе расчета известен только крутящий момент численно равный передаваемому вращающему моменту. Изгибающие моменты, возникающие в поперечных сечениях вала, можно определить только после разработки конструкции вала. Поэтому проектировочный расчет вала выполняют только на кручение. При этом определяют минимальный диаметр из всех участков ступенчатого вала. Условие прочности на кручение:

где фmax - наибольшие касательные напряжения, возникающие в сечении вала;
Т - крутящий момент, НЧмм,
Wс? 0,2d 3- полярный момент сопротивления круглого вала с диаметром d, м;
[ф]=12...25 МПа - допускаемое напряжение при кручении. Низкое значение [ф] компенсирует неучтенные напряжения изгиба, характер нагрузки и концентрацию напряжений.
Определим диаметры валов, мм:

где - допустимое напряжение кручения, .
Получаем:
Учитывая характер нагрузки, предварительно принимаем диаметр валов 1 и 2 равным 4 мм, а валов 3 и 4 - 6 мм.
2.5.1.2 Проектировочный расчет
Расчет проводим для наиболее нагруженных валов при прочих равных условиях.
Рассмотрим вал 2:
Запишем известные значения действующих сил:

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка:

Проверка:

Рисунок 4. Эпюры нагрузок вала 2
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

Проверка:

Проверка:
Находим суммарные реакции:

Строим эпюры распределения сил и моментов:
Плоскость х:
Эпюра сил:
Начинаем обход слева на право. В точке «А» происходит скачек силы равный , на участке «АВ» эпюра идет параллельно валу:
В точке «В» происходит скачек, равный :
В точке «Г» происходит скачек, равный :
В точке «Б» происходит скачек, равный :
Эпюра моментов:
Начинаем обход слева на право. В точке «А» Момент равен 0.На участке «АВ» эпюра изменяется по линейному закону:
Где Sa-площадь прямоугольника, ограниченного эпюрой сил. В точке «В» слева это значение примет вид:
На участке «ВГ» зависимость будет выглядеть следующим образом:
В точке «Г» слева это значение примет вид:
На участке «ГБ» зависимость будет выглядеть следующим образом:
В точке «Б» слева это значение примет вид:
Плоскость y:
Эпюра сил:
Начинаем обход слева на право. В точке «А» происходит скачек силы равный , на участке «АВ» эпюра идет параллельно валу:
В точке «В» происходит скачек, равный :
В точке «Г» происходит скачек, равный :

В точке «Б» происходит скачек, равный :
Эпюра моментов:
Начинаем обход слева на право. В точке «А» Момент равен 0.
На участке «АВ» эпюра изменяется по линейному закону:
Где Sa-площадь прямоугольника, ограниченного эпюрой сил. В точке «В» слева это значение примет вид:
На участке «ВГ» зависимость будет выглядеть следующим образом:
В точке «Г» слева это значение примет вид:
На участке «ГБ» зависимость будет выглядеть следующим образом:
В точке «Б» слева это значение примет вид:
Эпюра Крутящих моментов:
Эпюра строится по значению T2.
Рассчитаем суммарный изгибающий момент в критической точке:

Определим эквивалентный момент в критической точке:

Проверим предварительно принятый диаметр d=4мм в точке «В» по эквивалентному моменту:

где: - допустимое напряжение растяжения,

>4мм
Принимаем диаметр вала 1 и 2 равным d=6мм.
Расчет на сопротивление усталости:
Расчет на сопротивление усталости заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности S в предположительно опасных сечениях, предварительно намеченных в соответствии с эпюрами изгибающих и крутящих моментов и расположением зон концентрации напряжений, и сравнении их с допустимыми значениями коэффициентов запаса прочности [S]. При этом должно выполняться условие усталостной прочности:

где[S] = 1,3...2,0; Sу и Sф, - запас сопротивления усталости только по изгибу и только по кручению соответственно:

гдеу-1 и ф-1 - пределы выносливости материала вала, определяемые по таблицам или по приближенным формулам:
у?1?(0,4...0,5) ув; ф?1?(0,2...0,3) ув
уа и фа - амплитуды циклов напряжений;
уm и фm - средние напряжения циклов напряжений;
Kd и KF - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности
Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении
шу и шф - коэффициенты, корректирующие влияние средних напряжений циклов напряжений на сопротивление усталости
Определим пределы выносливости стали 40X:
- при изгибе:
,
- при кручении:
,
Найдём вышеперечисленные напряжения:
;; ; .

Ми, Мк - изгибающий и крутящий моменты в расчетном сечении;
Тогда
Условие запаса прочности соблюдается.
Рассмотрим вал 4:
Рисунок 5. Эпюры нагрузок вала 4
Запишем известные значения действующих сил:

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка:

Проверка:
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

Проверка:

Проверка:
Находим суммарные реакции:
Строим эпюры распределения сил и моментов:
Плоскость х:
Эпюра сил:
Начинаем обход слева на право. В точке «А» происходит скачек силы равный , на участке «АВ» эпюра идет параллельно валу:
В точке «В» происходит скачек, равный :
В точке «Б» происходит скачек, равный :
Эпюра моментов:
Начинаем обход слева на право. В точке «А» Момент равен 0.На участке «АВ» эпюра изменяется по линейному закону:
Где Sa-площадь прямоугольника, ограниченного эпюрой сил. В точке «В» слева это значение примет вид:
На участке «ВБ» зависимость будет выглядеть следующим образом:
В точке «Б» слева это значение примет вид:
Плоскость y:
Эпюра сил:
Начинаем обход слева на право. В точке «А» происходит скачек силы равный , на участке «АВ» эпюра идет параллельно валу:
В точке «В» происходит скачек, равный :
В точке «Б» происходит скачек, равный :
Эпюра моментов:
Начинаем обход слева на право. В точке «А» Момент равен 0.
На участке «АВ» эпюра изменяется по линейному закону:
Где Sa-площадь прямоугольника, ограниченного эпюрой сил. В точке «В» слева это значение примет вид:
На участке «ВБ» зависимость будет выглядеть следующим образом:
В точке «Б» слева это значение примет вид:
Эпюра Крутящих моментов:
Эпюра строится по значению T4.
Рассчитаем суммарный изгибающий момент в критической точке:

Определим эквивалентный момент в критической точке:

Проверим предварительно принятый диаметр d=6мм в точке «В» по эквивалентному моменту:

где: - допустимое напряжение растяжения,
>6мм
Принимаем диаметр валов 3 и 4 равными 10 мм.
Расчет на сопротивление усталости:

где[S] = 1,3...2,0; Sу и Sф, - запас сопротивления усталости только по изгибу и только по кручению соответственно:

гдеу-1 и ф-1 - пределы выносливости материала вала, определяемые по таблицам или по приближенным формулам:
у?1?(0,4...0,5) ув; ф?1?(0,2...0,3) ув;
уа и фа - амплитуды циклов напряжений;
уm и фm - средние напряжения циклов напряжений;
Kd и KF - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности
Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении
шу и шф - коэффициенты, корректирующие влияние средних напряжений циклов напряжений на сопротивление усталости
Определим пределы выносливости стали 40X:
- при изгибе:
,
- при кручении:
,
Найдём вышеперечисленные напряжения:
;; ; .

Ми, Мк - изгибающий и крутящий моменты в расчетном сечении;
Тогда
Условие запаса прочности соблюдается.
2.5.2 Выбор подшипников качения.
Для первого и второго вала максимальная реакция опоры (см. формулу 3.58) равна:

Осевая нагрузка Fa равна нулю, так как используются цилиндрические прямозубые колеса.
Эквивалентная динамическая нагрузка:
где X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, для радиального подшипника X = 0,6;
V - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце и неподвижном наружном V = 1;
Kб - коэффициент безопасности, для нормальных условий Kб = 1,1;
Kt - температурный коэффициент, при нормальных температурных условиях равен 1.
В итоге получим:
Р = (0,6•1•88,3)1,1•1 = 58,28 Н.
Срок службы по заданию Lh >500 часов или в оборотах:
L = 60n Lh*10-6, млн. об.
где n - скорость вращения в оборотах в минуту,
n = 95,14 об/мин (п.3.3.1.3)
Срок службы:
L = 60·95,14·500·10-6 = 2,854 млн. об.
Расчетная динамическая грузоподъемность:
где б - коэффициент, зависящий от типа подшипника, для радиального подшипника б = 3.
Расчетная динамическая грузоподъемность:
Ср = 2,8541/3·58,28 = 82,64 Н.
По ГОСТ 8338-75 выбираем радиальный однорядный шарикоподшипник с посадочным диаметром 6 мм и динамической грузоподъемностью больше 82,64 Н. Подходящий подшипник - 16 (наружный диаметр 17мм, ширина 6 мм, динамическая грузоподъемность 860 Н).
Обозначение 16
d=6 мм
D=17 мм
В=6мм
r=0,5мм
С=2200Н
С0=860Н
Для третьего и четвертого вала максимальная реакция опоры (см. формулу 3.73) равна:

Осевая нагрузка Fa равна нулю, так как используются цилиндрические прямозубые колеса.
Эквивалентная динамическая нагрузка:

где X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, для радиального подшипника X = 0,6;
V - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце и неподвижном наружном V = 1;
Kб - коэффициент безопасности, для нормальных условий Kб = 1,1;
Kt - температурный коэффициент, при нормальных температурных условиях равен 1.
В итоге получим
Р = (0,6•1•156,23)1,1•1 = 103,11 Н.
Срок службы по заданию Lh >500 часов или в оборотах:
L = 60n Lh*10-6, млн. об.
где n - скорость вращения в оборотах в минуту,
n = 19,72 об/мин (п.3.3.1.3)
Срок службы:
L = 60·19,72·500·10-6 = 0,59 млн. об.
Расчетная динамическая грузоподъемность:

где б - коэффициент, зависящий от типа подшипника, для радиального подшипника б = 3.
Расчетная динамическая грузоподъемность:
Ср = 0,591/3·103,11 = 86,5 Н.
По ГОСТ 8338-75 выбираем радиальный однорядный шарикоподшипник с посадочным диаметром 10 мм и динамической грузоподъемностью больше 86,5 Н. Подходящий подшипник - 16 (наружный диаметр 26мм, ширина 8 мм, динамическая грузоподъемность 1960 Н).
Обозначение 100
d=10 мм
D=26 мм
В=8мм
r=0,5мм
С=4620Н
С0=1960Н
Реакции в подшипниках не превышают допустимых значений С.
2.5.3 Расчет штифтов
Если штифт нагружен моментом М, то средний диаметр рассчитывается на срез по следующей формуле{Вопилкин 426}:

Принимаем материал штифтов Сталь 40 нормализованная ГОСТ 1050-74
Тогда для вала двигателя:
принимаем 0,6мм
Для валов редуктора:
I принимаем 1,5мм
II принимаем 2,7мм
III принимаем 3,4мм
Для последней ступени материал штифта Сталь 45 - М35 ГОСТ 1050-74
IV
Для всех штифтов необходимо обеспечить посадку с натягом U8/h8.
Требования к размерам и обозначение по ГОСТ 3128-70.
Прочность на срез обеспечена.
3. Описание разработанной конструкции

Механическая часть разработанной конструкции представляет собой редуктор, состоящий из четырех кинематических пар, в которых согласно заданию все ведомые звенья имеют одинаковые делительные диаметры. Передаточные отношения механизма (см. БНТУ 313.215.435.00 КЗ):
i1=z2/z1=150/17=8,82;
i2=z4/z3=150/35=4,29;
i3=z6/z5=150/58=2,58;
i4=z8/z7=150/80=1,87.
Общее передаточное отношение:
io=180.
Процесс сборки: На валу двигателя устанавливается ведущая шестерня 32 (БНТУ 313.215.435.000 ВО) и фиксируется шплинтом. На валы-шестерни и выходной вал 17-20 напрессовываются зубчатые колеса 26-27 дистанционные втулки 21-25 и подшипники качения 8-9. На плите 28 устанавливаются стойки 30-31, в монтажную плиту 28 устанавливаются крышки подшипников после чего ее переворачивают таким образом, чтобы тыльные поверхности крышек подшипников образовывали одну плоскость с поверхностью монтажного стола. Валы-шестерни и выходной вал предварительно фиксируются в крышках подшипников плиты 28. Затем плита 29 устанавливается на стойки 30-31 и винтами 4 обе плиты равномерно стягиваются. В монтажную плиту 29 устанавливаются крышки подшипников и предварительно без затяжки фиксируются винтами 2.
Электропривод редуктора 1 (БНТУ 313.215.435.000 ВО) монтируется на плите 29 тремя винтами. Вводятся смазывающие средства (сепараторы подшипников, ЗВ передач). Последовательно зажимаются крышки подшипников, начиная от электродвигателя. Редуктор разгоняется вручную, подстраиваются межосевые расстояния валов, если это необходимо. После чего крышки зажимаются окончательно и фиксируются штифтами.
Разработанная конструкция снабжена двигателем постоянного тока СЛ161, ответственные элементы конструкции должны быть выполнены из качественной легированной стали согласно расчетам, выполненным в данном проекте. Защитно-декоративные покрытия и электрические элементы схемы, а так же смазочные материалы могут отличаться от номинально выбранных, но должны обеспечивать заданные эксплуатационные свойства и соответствовать климатическим условиям эксплуатации УХЛ-4.
Ввод в эксплуатацию допускается после обкатки без нагрузки в течение 10 часов в реверсивном режиме.
4. Схема управления
Прямой пуск см. (БНТУ 313.215.435.00 Э3): Кнопка SB2 с ЭМ подхватом КМ1.4 на блоке конечных автоматов CA4KN31FW3 возбуждает обмотку нормально-замкнутого ключа защиты КМ 1.1, упреждая реверс без останова. Ключи прямого пуска двигателя КМ 1.2 и КМ 1.3 представляют собой нормально-разомкнутые контакты с ЭМ подхватом. Пуск происходит после нажатия SB2 в случае, если перед этим предварительно был отключен реверсный режим.
Обратный пуск: По аналогии с прямым.
Стоп: Ключ SB1 Отключает блоки CA4KN31FW3 и размыкаются ключи на подаче питания к двигателю КМ 1.2, КМ 1.3, КМ 2.2, КМ 2.3.
Схема снабжена плавным разгоном (конденсатор С1) и плавким токовым предохранителем F1.
Заключение

Результатом проделанной работы является проект необходимого механизма с расчетами, подтверждающими работоспособность этого механизма.
В ходе разработки закрепил навыки проектирования узлов механических приборов. В работе проведены динамические и точностные расчеты соединений, передач и валов. Выбраны подшипники качения(критерий для выбора - ресурс наработки до замены по заданию). Рассмотрены различные виды корпусов, корпусных деталей и их основные параметры. В целом выполнен объем конструкторской работы, связанный с синтезом и анализом механизма, конструированием узлов, удовлетворяющих требованиям технического задания.
Список литературы:

1. Копылов И.П., Клоков Б.К. Справочник по Электрическим машинам. Москва : Энергопромиздат, 1989. Т. 2.
2. Чурабо Д.Д. Детали и узлы приборов.Конструирование и расчет. Москва : б.н., 1976.
3. Цехнович Л.И, Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. Киев : Высшая Школа, 1979.
4. Тищенко О.Ф. Атлас конструкций элементов приборных устройств. Москва : Машиностроение, 1982.
5. Милосердин Ю.В. Расчет и конструирование механизмов приборов. Москва : Машиностроение, 1978.
6. Краузе В. Конструирование приборов. Москва : Машиностроение, 1987.
7. Скороходов Е.А. Общетехнический справочник. Москва : Машиностроение, 1982.
8. Колесников В.С. Новиков А.А. Методические укзания к выполнению курсовой работы для студентов ПС специальностей. Минск : БНТУ, 2008.