. (78)

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала d_В2, мм, (рисунок 11) равен:

, (79)

где Т₂, Т₃ - номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 6.1).

Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов d^/_В1, d^/_В2 округляются до ближайшего большего стандартного значения из ряда, мм: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125.

В случае, если быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой (кинематическая схема рассматриваемого примера), полученный расчетом диаметр d^/_В1 необходимо согласовывать с диаметром вала электродвигателя d₁ (таблица Б. 4) [3]

. (80)

Окончательно выбираем d_В1 = 26 мм, d_В2 = 34 мм.

Остальные размеры участков валов (рисунки 10, 11) назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений.

Рисунок 10 - Быстроходный вал (вал-шестерня). Рисунок 11 - Тихоходный (выходной) вал

Для быстроходного вала (рисунок 10):

d_У1= d_П1= 30 мм -диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (таблица Б. 5). Также величина высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна быть больше или равна размеру фаски f , мм, (таблица 14);

d_б1= 35 мм - диаметр буртика для упора подшипника. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра d_б1 была больше или равна величине, рассчитанной по формуле d_П1 + 2 t = 30 + 2 2,2 = 34,4мм. Значения высоты буртика t, мм, приведены в таблице 14. В этом случае величина высоты буртика t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r , мм (таблица 14), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

d_f1, d₁, d_a1, b₁ - размеры шестерни (пункт 7.1).

Для тихоходного вала (рисунок 11):

d_У2 = d_П2 = 40 мм - диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (таблица Б.5). Также значение высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должно быть больше или равно величине размера фаски f, мм, (таблица 14);

d_К = 45 мм - диаметр под зубчатое колесо. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра d_К была больше или равна величине размера, рассчитанного по формуле d_П2 + 2 t = 40 + 2 2,5 = 45 мм. Высота перехода диаметра t, мм, приведена в таблице 14. В этом случае высота перехода t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r, мм, (таблица 14), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

d_б2 = 52 мм - диаметр буртика для упора колеса. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка. Необходимо, чтобы высота перехода диаметра t была больше или равна размеру фаски f (таблица 14).

Длины участков валов определяются после эскизной компоновки редуктора на миллиметровой бумаге непосредственным измерением линейкой или расчетом размерных цепей (раздел 11).

Таблица 14 - Значения высоты перехода t, ориентировочного радиуса подшипника r и величины фаски f от диаметра вала d

Диаметр вала d, мм	20 … 30	35 … 45	50 … 55	60 … 80	85
t, мм	2	2,5	3	3,5	4
r, мм	2	2,5	3	3,5	4
f, мм	1	1,2	1,6	2	2,5
Примечание: радиус r приведен для подшипников средней серии, для легкой серии он имеет несколько меньшее значение.

11. Эскизная компоновка редуктора

11.1 Конструирование валов

Шестерня может быть выполнена с валом как одна деталь (вал - шестерня), если выполняется следующее условие

, (81)

где - диаметр окружности впадин шестерни (рисунок 10). Расчет этого размера проводился в пункте 7.1;

- диаметр буртика (рисунок 10). Рассчитан в пункте 10.

Для рассматриваемого примера мм. А мм. Условие (81) выполняется, следовательно, быстроходный вал изготавливается, как вал - шестерня. В противном случае шестерня делается насадной на вал.

В зависимости от соотношения размеров и возможны четыре варианта изготовления вала - шестерни, показанные на рисунке 12. Величина выхода фрезы L_ф зависит от модуля зацепления m и внешнего диаметра фрезы D_ф (таблица 15) и определяется графически.

Таблица 15 - Внешний диаметр фрезы D_ф, мм

Модуль зацепления m, мм	2…2,25	2,5…2,75	3…3,75	4…4,5
Степень точности	7	Dф, мм	90	100	112	125
	8 … 10		70	80	90	100

Переход между двумя смежными ступенями вала разных диаметров в одноступенчатых редукторах чаще всего выполняется в виде канавки (рисунок 13), размеры которой в зависимости от диаметра вала приведены в таблице 16.

Таблица 16 - Размеры канавок, мм

Диаметр вала d	Св. 20 … до 50	Св. 50 … до 100	Свыше 100
Ширина канавки b	3,0	5,0	8,0
Высота канавки h	0,25	0,5	0,5
Радиус перехода r	1,0	1,6	2,0

Длины выходных участков валов выбираются на 1,0…1,2 мм короче длины ступицы насаживаемой детали.

Рисунок 12 - Конструкции вала-шестерни

Рисунок 13 - Канавки. Рисунок 14 - Соотношение размеров подшипника

11.2 Предварительный выбор подшипников

В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок, действующих на вал. Если действуют только радиальные силы, то применяются радиальные шарикоподшипники (таблица Б. 5). Выбор его типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Посадочный диаметр подшипника для быстроходного вала d = d_П1, для тихоходного вала - d = d_П2. Выбор подшипников для валов редуктора удобно свести в таблицу. Для рассматриваемого примера в механических передачах возникают только радиальные силы, и нет осевых сил (зубчатая цилиндрическая передача - прямозубая). Поэтому применяем радиальные шарикоподшипники (таблица Б. 5), параметры которых сведем в таблицу 17. В курсовой работе можно выбирать подшипники средней серии для быстроходного вала, а для тихоходного - легкой серии.

Таблица 17 - Выбор радиальных шарикоподшипников

Наименование вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	B	R	С	С0
Быстроходный	306	30	72	19	2	29,1	14,6
Тихоходный	208	40	80	18	2	32,0	17,8

На чертежах общего вида с одной стороны оси вала подшипники показываются в разрезе (рисунок 14). Размеры внутренних элементов подшипника связаны с его габаритными размерами, приведенными в таблице 17. Диаметр окружности, проходящей через центр тел качения , мм, определяется по формуле

. (82)

11.3 Выбор способа смазки передачи и подшипников

Зубчатая цилиндрическая передача в горизонтальном редукторе смазывается жидким маслом методом окунания колеса в масляную ванну, роль которой играет корпус редуктора. Подшипники смазываются масляным туманом (случай 1) от разбрызгивания этого же масла (рисунок 15, а, б), если величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес V больше или равна 2,5 м/с (см. пункт 7). В противном случае подшипники смазываются пластичной смазкой (случай 2), а подшипниковые узлы изнутри закрываются мазеудерживающими кольцами (рисунок 15, в, г) для предотвращения вымывания пластичного смазочного материала жидким, применяемым для смазывания зацепления. Мазеудерживающее кольцо вращается вместе с валом и имеет две - четыре круговые или винтовые канавки треугольного сечения; зазор между кольцом и корпусом 0,1…0,3 мм (на чертежах не показывается); выход за торец корпуса С = 1…2 мм. Ширина мазеудерживающего кольца b и ширина его буртиков выбираются конструктивно в зависимости от размеров редуктора.

Рисунок 15 - Подшипниковые узлы

11.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений

Для герметизации подшипниковых узлов редуктора и осевой фиксации подшипников применяются крышки. Они изготавливаются, как правило, из чугуна СЧ 15 двух видов - торцовые (таблицы Б. 6 и Б. 7) и врезные (таблица Б. 8). Те и другие изготавливаются в двух исполнениях - глухие и с отверстием для выходного конца вала. Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D.

Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги, в крышках с отверстием для выходного конца вала размещается уплотнение. Наиболее широко применяются резиновые армированные манжеты (таблица Б. 9), размеры которых выбираются по диаметру вала под уплотнение d = d_У1 или d_У2. Манжета может иметь пыльник (исполнение 2).

Во время работы привода происходит нагрев деталей и масла, что приводит к линейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширения предусматривают осевой зазор в подшипниковых узлах а = 0,2…0,5 мм, который на чертежах общего вида не показывается. При применении торцовых крышек регулировка осевого зазора производится с помощью набора металлических прокладок (рисунок 15, а, в), который устанавливается под фланец крышки. При применении врезных крышек регулировка осевого зазора производится с помощью компенсирующих колец (рисунок 15, б, г), которые устанавливаются между торцами наружных колец подшипников и крышек.

Торцовые крышки подшипниковых узлов крепятся к корпусу редуктора с помощью потайных винтов (таблица Б.10), а для того, чтобы не было их самоотвинчивания при вибрации, под головки винтов могут подкладываться пружинные шайбы (таблица Б.11).

11.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора

Графическая часть эскизной компоновки проводится на миллиметровой бумаге формата А 1 в масштабе 1:1 и содержит вид сверху горизонтального редуктора с разрезом по осям валов.

Выполнение эскизной компоновки проводится несколькими этапами (рисунок 16, а - г).

На первом этапе (рисунок 16,а) откладывается межосевое расстояние и вычерчивается зубчатая цилиндрическая передача, размеры которой получены в пункте 7.1.

На втором этапе (рисунок 16,б) прочерчивается граница внутренней стенки редуктора на расстоянии X = 8…12 мм от элементов зубчатой цилиндрической передачи. Со стороны шестерни предварительное значение размера , мм, определяется по формуле

, (83)

где D - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала, мм, (таблица 17).

На третьем этапе (рисунок 16,в) вычерчиваются ступени валов на соответствующих осях по диаметральным размерам, полученным в проектном расчете валов (пункт 10). Длины участков валов L₁, L₂, L₃, L₄, L₅, L₆, L₇, L₈ , мм, получаются из следующих рассуждений:

L₁ - длина участка вала под полумуфту, которая равна

, (84)

где - диаметр выходного участка вала, мм;

L₂, L₆ - длины участков валов под крышку с уплотнением и подшипник, которые рассчитываются по зависимости

, (85)

где - ширина соответствующего подшипника, мм, (таблица 17);

- ширина соответствующей крышки, мм, (таблица Б.7);

L₃, L₇ - длины участков валов, находящихся внутри корпуса редуктора. Они определяются по зависимости

, (86)

где - ширина шестерни, мм, (пункт 7.1);

L₄, L₈ - длины участков валов под подшипник, которые определяются по формуле

. (87)

где - ширина соответствующего подшипника, мм, (таблица 17);

Если в конструкции редуктора применяются мазеудерживающие кольца, то в размеры L₂, L₄, L₆, L₈, определяемые по формулам (85) и (87), добавляется ширина мазеудерживающего кольца.

Рисунок 16 - Последовательность эскизной компоновки редуктора



Рисунок 16 - Продолжение

На четвертом этапе (рисунок 16,г) дорисовываются подшипники по своим габаритным размерам (таблица 17) и определяются для валов размеры , мм, которые являются плечами приложенных к валу сил. Определение этих размеров позволяет провести проверочный расчет валов на прочность и расчет подшипников на долговечность.

12. Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала

После выполнения эскизной компоновки редуктора необходимо провести проверочные расчеты валов и подшипников.

В курсовой работе проверочный расчет выполняется только для тихоходного вала, как более нагруженного. Расчет вала проводится на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составляем расчетную схему вала (рисунок 17,а). К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи и цепной передачи, значения которых получены в пунктах 7 и 8. Необходимо правильно расположить силы в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков тихоходного вала получены после эскизной компоновки редуктора (пункт 11.5).

Рассмотрим вертикальную плоскость YAX (рисунок 17,б). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес F_t перенесем на ось вала, добавляя момент, равный F_t d₂/2.

От действия окружной силы F_t, возникают реакции в опорах , так как передача расположена симметрично относительно опор. Максимальное значение изгибающего момента в вертикальной плоскости , Н мм, (рисунок 17,в) равно

.

Рассмотрим горизонтальную плоскость ZAX (рисунок 17,г).

Определим реакции в опорах .

где - сила давления на вал со стороны цепной передачи, Н, (пункт 8).

Рисунок 17 - Схема нагружения тихоходного вала, эпюры внутренних силовых факторов

Решая последнее уравнение относительно реакции , получим

Решая последнее уравнение относительно реакции , получим

Знак минус означает, что реакция направлена в противоположную сторону от принятого направления, поэтому поменяем ее направление на рисунке 17, г. После определения реакций в опорах необходимо провести проверку по уравнению

Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно.

Определим изгибающие моменты в сечениях вала.

В точке В изгибающий момент равен

.

В точке К изгибающий момент равен

.

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 17, д).

Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов , Н мм, (рисунок 17,е) по зависимости

. (88)

В точке К суммарный изгибающий момент равен

.

На участке вала от точки К до конца выходного участка (рисунок 17,а) действует также и крутящий момент Т₃ =153260 Н мм, эпюра которого показана на рисунке 17,ж.

13. Проверка подшипников на долговечность

Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.

В опоре А (рисунок 17,а) суммарная реакция , Н, равна

. (89)

В опоре В (рисунок 17,а) суммарная реакция , Н, равна

. (90)

Выбранные в пункте 11.2 подшипники для тихоходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора В, радиальная сила в которой равна . Долговечность выбранных шарикоподшипников , ч, определяется по формуле [4]:

, (91)

где = 289 мин-¹ - частота вращения тихоходного вала;

= 32000 Н - динамическая грузоподъемность подшипника тихоходного вала, определенная в пункте 11.2 (таблица 17);

- приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости [4]

 , (92)

где коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника [4];

коэффициент режима нагрузки (таблица 12);

температурный коэффициент. Если при работе редуктор не нагревается выше 100⁰, то можно принять [4].

Приведенная нагрузка по формуле (92) равна

.

Долговечность подшипника по формуле (91) равна

.

Расчетная долговечность подшипника должна быть не меньше допускаемой ч [4]. Если расчетная долговечность подшипников меньше допускаемой, то выбираем более тяжелую серию подшипника. Если расчетная долговечность подшипников намного больше срока службы машины, то выбираем более легкую серию подшипника и корректируем расчет по пункту 11.

14. Проверочный расчет тихоходного вала

Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала

, (93)

где - расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности ( = 2,5 … 3,0 для валов общего назначения).

Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. В рассматриваемом примере таким сечением является сечение в опоре В (рисунок 17). Также опасным может оказаться сечение под колесом.

Расчетный коэффициент запаса прочности равен [4]

, (94)

где коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам [4]

,

, (95)

где пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа. Выбираем материал вала - сталь 40Х, термообработка - улучшение: _т =750 МПа, _В = 900 МПа [4, с. 88]. Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям [4, с. 297]

,

; (96)

эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении, которые выбираются по виду концентратора напряжений в таблице 18. Для рассматриваемого примера определим соотношение размеров (рисунок 13): t/r = 2,5/1,0 = 2,5; r/d = 1/40 = 0,025. Учитывая, что для материала вала = 900 МПа, определим коэффициенты интерполированием по данным таблицы 18

;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. Его значение выбирают в интервале = 0,9 … 1,0, [4];

- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, выбираемые интерполированием по данным таблицы 19. Для рассматриваемого примера ;

- амплитуды циклов напряжений, МПа;

- средние значения циклов напряжений, МПа;

- коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.

 Таблица 18 - Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и [3, с. 271]

Размеры	при , МПа	при , МПа
t/r	r/d	500	700	900	500	700	900
Для ступенчатого перехода с канавкой (рисунок 13)
1	0,01	1,35	1,40	1,45	1,30	1,30	1,30
	0,02	1,45	1,50	1,55	1,35	1,35	1,40
	0,03	1,65	1,70	1,80	1,40	1,45	1,45
	0,05	1,60	1,70	1,80	1,45	1,45	1,55
	0,10	1,45	1,55	1,65	1,40	1,40	1,45
2	0,01	1,55	1,60	1,65	1,40	1,40	1,45
	0,02	1,80	1,90	2,00	1,55	1,60	1,65
	0,03	1,80	1,95	2,05	1,55	1,60	1,65
	0,05	1,75	1,90	2,00	1,60	1,60	1,65
3	0,01	1,90	2,00	2,10	1,55	1,60	1,65
	0,02	1,95	2,10	2,20	1,60	1,70	1,75
	0,03	1,95	2,10	2,25	1,65	1,70	1,75
5	0,01	2,10	2,25	2,35	2,20	2,30	2,40
	0,02	2,15	2,30	2,45	2,10	2,15	2,25
Для шпоночных пазов, выполненных фрезой
Концевой	1,60	1,90	2,15	1,40	1,70	2,00
Дисковой	1,40	1,55	1,70

Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны

, (97)

где - максимальный изгибающий момент, Н мм, в опасном сечении вала (см. эпюру изгибающих моментов, рисунок 17,е);

- момент сопротивления сечения, мм³, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом

 , (98)

где - диаметр вала в опасном сечении, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.

Таблица 19 - Значения масштабных факторов [4, с. 301]

Сталь		Диаметр вала, мм
		20	30	40	50	70	100
Углеродистая		0,92	0,88	0,85	0,82	0,76	0,70
		0,83	0,77	0,73	0,70	0,65	0,59
Легированная		0,83	0,77	0,73	0,70	0,65	0,59

Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала - сплошное), поэтому амплитуда цикла , МПа, определится по формуле

.

Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по отнулевому циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны

, (99)

где - крутящий момент в опасном сечении вала, Н мм, (см. эпюру крутящих моментов, рисунок 17,ж);

- полярный момент сопротивления сечения, мм³, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом

, (100)

где - диаметр вала, мм, в опасном сечении вала, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.

Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала - сплошное), для которого

.

Коэффициенты выбираются из ряда [4]:

в, МПа	550	750	1000
	0,05	0,075	0,10
	0	0,025	0,05

Для рассматриваемого примера коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны по формулам (95)

;

.

Расчетный коэффициент запаса прочности равен по формуле (94)

.

Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого по условию (93), значит, вал работоспособен. Практика расчетов показывает, что условие (93) всегда выполняется.

15. Выбор шпонок и проверка их на прочность

В соответствии с заданием на курсовую работу в конструкции редуктора применено три шпоночных соединения: зубчатое колесо - вал и выходные участки быстроходного и тихоходного валов для крепления элементов открытых передач и полумуфты.

Выбор сечения шпонки осуществляется по диаметру вала d (таблица Б.12). Длина шпонки выбирается на 5…10 мм короче длины ступицы сопрягаемой с валом детали из стандартного ряда, приведенного в таблице Б.12. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности

, (101)

где - расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле

, (102)

где - вращающий момент, Н мм, передаваемый валом;

- размеры соединения, мм, (таблица Б.12);

- расчетная длина шпонки, мм, (таблица Б.12), которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна

; (103)

 -допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80 … 120 МПа, для чугунной ступицы - уменьшается вдвое [4].

В курсовой работе выбираются и проверяются все три шпонки. В качестве примера выберем и проверим на прочность шпонку под зубчатым колесом. Для диаметра тихоходного вала под колесом d_к = 45 мм по таблице Б.12 выбираем сечение шпонки b x h = 14 мм x 9 мм. Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора t₁ = 5,5 мм. Длина шпонки согласовывается с длиной ступицы колеса, которая равна 55 мм. Выбираем длину шпонки . Тогда по зависимости (103):

Проверим выбранную шпонку на смятие

.

Видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна. Если условие (101) не выполняется, то увеличиваем длину шпонки.

16. Выполнение чертежа общего вида редуктора

После проведения проверочных расчетов переходим к выполнению чертежа общего вида редуктора.

На рисунке 18 приведен чертеж общего вида редуктора. Он выполняется на основе эскизной компоновки редуктора (рисунок 16,г). Необходимо вычертить подшипниковые узлы (рисунок 15), шпонки (пункт 15), а также разместить на выходном участке тихоходного вала ведущую звездочку, закрепив ее в осевом направлении концевой шайбой (таблица Б.13), которая крепится к валу с помощью болта (таблица Б.14). Для предотвращения самоотвинчивания болта применяется пружинная шайба (таблица Б.11) и цилиндрический штифт (таблица Б.15). Также необходимо произвести штриховку показанных деталей. Для другой схемы (рисунок А.1) на выходном конце быстроходного вала размещается ведомый шкив клиноременной передачи с осевым креплением.

Так как корпус редуктора в курсовой работе не рассчитывается, то он показывается с обрывами.

Для специальности 330200 на чертеже общего вида показывается только конструкция тихоходного вала с подшипниковыми узлами и элементом открытой передачи (если это цепная передача).

17. Требования к оформлению курсовой работы

Курсовая работа состоит из текстовой части (пояснительная записка) и графической части.

Пояснительная записка (ПЗ) должна содержать все необходимые расчеты, ее объем должен составлять 20 - 25 листов формата А4 по ГОСТ 2.301- 68.

Пояснительная записка содержит:

- титульный лист (приложение В);

- техническое задание на курсовую работу;

- реферат;

- содержание;

- введение;

- основная часть (расчетная);

- заключение (основные результаты работы);

- список использованных источников.

В реферате даются сведения о количестве страниц, иллюстраций, таблиц, использованных источников, например, 25 с., 9 рис., 2 табл., 5 источников информации. После этого приводятся ключевые слова и словосочетания (от 5 до 18), взятые из текста курсовой работы, которые в наибольшей степени характеризуют ее содержание и обеспечивают возможность информационного поиска. Ключевые слова приводятся в именительном падеже и пишутся прописными буквами в строку через запятые. Текст реферата должен содержать: объект разработки; цель работы, полученные результаты и их новизну; область применения. Объем реферата должен быть не более 0,4 страницы [9].

Содержание включает: введение, наименование всех разделов, подразделов, заключение, список использованных источников c указанием страниц, на которых они размещены в ПЗ.

Введение ПЗ должно содержать основные и исходные данные для проектирования, краткое описание конструкции рассматриваемого привода и принципа его работы.

В основной части ПЗ приводятся расчеты в соответствии с методиками, рассмотренными в настоящем пособии.

Заключение должно содержать общие выводы по работе.

ПЗ должна удовлетворять требованиям ГОСТ 2.105-95 «Общие требования к текстовым документам». Текст ПЗ пишут с одной стороны листа разборчивым почерком пастой или чернилами одного цвета: черным, фиолетовым или синим с высотой прописных букв и цифр не менее 2,5 мм. Расстояние от рамки формата до границ текста в начале и конце строк - не менее 3 мм. Расстояние от верхней или нижней строки текста до верхней или нижней рамки должно быть не менее 10 мм. Абзацы в текстах начинают отступом 15 - 17 мм. Текст ПЗ должен быть кратким, четким и не допускать различных толкований.

Применяемые в ПЗ единицы физических величин должны соответствовать ГОСТ 8.417-81.

Титульный лист является первым листом документа и оформляется в соответствии с приложением В. На титульном листе номер листа не ставится. На следующем за титульным листе должно быть техническое задание. Лист, следующий после задания, должен иметь основную надпись по ГОСТ 2.104-68 форма 2, остальные листы - по форме 2б (приложение Г).

Нумерация листов ПЗ должна быть сквозная.

Текст ПЗ разделяют на разделы и подразделы. Разделы должны иметь порядковые номера в пределах всей ПЗ, обозначенные арабскими цифрами без точки и записанные с абзацного отступа. Подразделы должны иметь нумерацию в пределах каждого раздела. Номер подраздела состоит из номеров раздела и подраздела, разделенных точкой. В конце номера подраздела точка не ставится.

Разделы и подразделы должны иметь заголовки. Заголовки разделов и подразделов должны быть краткими. Заголовки следует начинать с прописной буквы без точки в конце, не подчеркивая. Переносы слов в заголовках не допускаются. Расстояние между заголовком и текстом должно быть 15 мм, между заголовками разделов и подразделов - 8 мм.

Каждый раздел текстового документа рекомендуется начинать с нового листа (страницы).

Все формулы нумеруются сквозной нумерацией арабскими цифрами. Номер указывают в правой стороне листа на уровне формулы в круглых скобках. Должна даваться ссылка на источник, из которого принята формула и входящие в нее значения. Порядок записи формулы и вычислений следующий: записывается формула в символической форме, затем подставляются численные значения вместо символов, затем выставляется результат и его размерность.

Количество иллюстраций должно быть достаточным для пояснения излагаемого текста. Иллюстрации следует нумеровать арабскими цифрами сквозной нумерацией, например " Рисунок 1". Иллюстрации при необходимости могут иметь наименование и поясняющие данные (подрисуночный текст). Тогда слово " Рисунок" и наименование помещают после пояснительных данных и располагают следующим образом: " Рисунок 1 - Блок-схема механического привода рабочей машины".

При ссылке на иллюстрацию следует писать " в соответствии с рисунком 1".

Материал, дополняющий текст ПЗ, допускается помещать в приложениях, которые могут быть обязательными и информационными.

Информационные приложения могут быть рекомендуемого или справочного характера. В тексте ПЗ на приложения должны быть ссылки. Степень обязательности приложения при ссылках не указывается. Приложения располагают в порядке ссылок на них.

Каждое приложение следует начинать с новой страницы с указанием наверху по середине страницы слова " Приложение", а под ним в скобках для обязательных приложений пишется слово "обязательное", а для информационного - "рекомендуемое" или "справочное".

Для обозначения приложения используются заглавные буквы русского алфавита, начиная с буквы А, за исключением букв Е, З, Й, О, Ч, Ь, Ы, Ъ.

Таблицы применяют для лучшей наглядности и удобства сравнения показателей. Название таблицы должно отражать ее содержание и следует помещать над таблицей. При переносе таблицы название следует помещать только над первой частью таблицы, а над последующими перенесенными частями таблицы необходимо писать “Продолжение таблицы 1”.

Таблицы, как и иллюстрации, нумеруются арабскими цифрами сквозной нумерацией.

Библиографические сведения об использованных источниках и оформление их списка - по ГОСТ 7.32 - 91.

Графическая часть курсовой работы должна выполняться на листе ватмана формата А1 по ГОСТ 2.301- 68.

Чертеж должен выполняться простым карандашом в масштабе 1:1 в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД.

Лист графической части курсовой работы должен иметь рамку и основную надпись по ГОСТ 2.104 - 68 по форме 1 (приложение Г, рисунок Г.3).

Все показанные на чертеже общего вида детали должны иметь выноски с позициями, которые проставляются после заполнения перечня основных частей (приложение Д). Перечень основных частей размещается над основной надписью чертежа. Если на чертеже нет места для перечня основных частей, то он выполняется на отдельных листах формата А4 и подшивается в пояснительную записку к курсовой работе.

Также на чертеже над основной надписью (между основной надписью и перечнем основных частей) должно быть приведено техническое требование по регулировке осевого зазора в подшипниковых узлах. Например, для торцовых крышек: 1. Осевую игру подшипников поз.1, 2 регулировать с помощью набора металлических прокладок поз. 25, 26.

На чертеже общего вида редуктора проставляются габаритные и присоединительные размеры с необходимыми допусками и посадками.

Список литературы

1. Методические указания к выполнению расчетно-графической работы и раздела курсового проекта «Кинематический и силовой расчет механического провода» / Сост.: С.Б. Бережной, В.Г. Сутокский, В.В. Посохов; Кубанский гос. технол. ун - т. Каф. технической механики.- Краснодар: Изд - во КубГТУ, 1996. - 35 с.

2. Методические указания к практическим занятиям по технической механике / Сост.: В.В. Китаин, Р.В. Азнаурян, С.А. Метильков и др.; Кубанский гос. технол. ун - т. Каф. технической механики. - Краснодар: Изд- во КубГТУ, 1996. - 88 с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - Калининград: Янтарный сказ, 1999. -455 с.

4. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 558 с.

5. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М.: Высшая школа, 1998. - 447 с.

6. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов / Под ред. В.А. Финогенова. - 7-е изд., перераб. - М.: Высшая школа, 2000. - 383 с.

7. Скойбеда А.Т. Детали машин и основы конструирования / А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик. - Минск: Высшая школа, 2000. - 584 с.

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. В 3-х томах - М.: Машиностроение, 1982.

9. СТП 053-2.10-95 Дипломные проекты (работы). Общие требования и правила оформления; Кубанский гос. технол. ун - т. Краснодар: Изд - во КубГТУ, 1995. - 20 с.

10. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2001. - 559с.

Приложение А (обязательное)

Задания и варианты на курсовую работу

1- машина-двигатель, 2- клиноременная передача, 3- редуктор цилиндрический, 4- муфта компенсирующая, 5- вал рабочей машины.

1- машина - двигатель, 2- упругая муфта, 3- редуктор цилиндрический, 4- цепная передача, 5-вал рабочей машины.

Рисунок А.1 - Кинематические схемы приводов

Таблица А.1 - Задания на курсовую работу

Номер задания	Частота вращения вала рабочей машины n4, мин	Мощность на валу рабочей машины P4, кВт	Коэффициент перегрузки Kn
1	130	2	1.4
2	75	5	1.5
3	120	8	1.6
4	110	10	1.7
5	120	15	1.8
6	60	3	1.9
7	80	6	2.0
8	85	9	2.1
9	90	11	2.2
10	130	13	2.3
11	70	16	2.4
12	100	2.5	2.5
13	120	3.5	1.4
14	90	5.5	1.5
15	120	8.5	1.6
16	80	11.5	1.7
17	70	13.5	1.8
18	110	4	1.9
19	70	7	2.0
20	100	12	2.1
21	110	14	2.2
22	120	7.5	2.3
23	100	16.5	2.4
24	80	9.5	2.5
25	85	12.5	1.4
26	120	15.5	1.5
27	90	10.8	1.6
28	60	14.5	1.7
29	720	6.5	1.8
30	70	17	1.9
31	130	2.2	1.4
32	75	3.2	1.5
33	120	8.2	1.6
34	110	10.2	1.7
35	120	15.2	1.8
36	60	2.9	1.9
37	80	6.2	2.0
38	85	9.3	2.1
39	90	11.3	2.2
40	130	20	2.3
41	70	19.5	2.4
42	100	5.4	2.5
43	120	18.5	1.4
44	90	18.8	1.5
45	120	16.2	1.6
46	80	7.2	1.7
47	70	11.8	1.8
48	110	7.8	1.9
49	70	23	2.0
50	100	22.5	2.1
51	110	23.5	2.2
52	120	6.8	2.3
53	100	10.5	2.4
54	80	24.5	2.5
55	85	12.2	1.4
56	120	24.5	1.5
57	90	19.8	1.6
58	60	14.5	1.7
59	720	21	1.8
60	70	1.9	1.9

Приложение Б (справочное)

Справочник стандартных изделий

Таблица Б.1 - Цепи приводные роликовые нормальной серии Однорядные типа ПР (ГОСТ 13568-75)

1 - звено соединительное; 2 - звено переходное
Обозначение цепи	p, мм	b3, мм не менее	d3, мм	h, мм не более	Разрушающая нагрузка, k H	Масса 1 м цепи q, кг
ПР-12,7-900-1	12,7	2,4	7,75	10,0	9,0	0,30
ПР-12,7-900-2	12,7	3,3	7,75	10,0	9,0	0,35
ПР-12,7-1820-1	12,7	5,4	8,51	11,8	18,2	0,65
ПР-12,7-1820-1	12,7	7,75	8,51	11,8	18,2	0,75
ПР-15,875-2300-1	15,875	6,48	10,16	14,8	23,0	0,80
ПР-15,875-2300-2	15,875	9,65	10,16	14,8	23,0	1,0
ПР-19,05-3180	19,05	12,7	11,91	18,2	31,8	1,90
ПР-25,4-6000	25,4	15,88	15,88	24,2	60,0	2,60
ПР-31,75-8900	31,75	19,05	19,05	30,2	89,0	3,80
ПР-38,1-12700	38,1	25,40	22,23	36,2	127,0	5,50
ПР-44,45-17240	44,45	25,40	25,40	42,4	172,4	7,50
ПР-50,8-22700	50,8	31,75	28,58	48,3	227,0	9,50

Пример условного обозначения цепи нормальной серии шага 19,05 мм с разрушающей нагрузкой 3180 даH: Цепь ПР-19,05-3180 ГОСТ 13568-75 (по ГОСТ 7663-71 приставка «дека» (да) кратна 10)

Таблица Б.2 - Основные параметры клиновых ремней общего назначения

Основные размеры, мм	Обозначение нормального сечения ремня по ГОСТ 1284-80
	А	Б	В	Г
bp	11	14	19	29
bo	13	17	22	32
h	8	10,5	13,5	19
Площадь сечения A, мм2	81	138	230	476
Предельное значение L, мм	560… 4000	800… 6300	1800… 10000	3150… 14000
Масса 1 м длины ремня q, кг/м	0,105	0,18	0,3	0,6
d1, не менее	90	125	200	315

Примечания: 1 L - расчётная длина ремня на уровне Нейтральной линии. 2 Стандартный ряд длин L, мм: 560, 630, 710, 800, 900, 1000,1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 14000,16000, 18000.

Таблица Б.3-Размеры профиля канавок шкивов для клиновых ремней

Сечения клинового ремня	Размеры, мм	Расчётные диаметры шкивов d, мм
	t	lp	p	f	h	б=34є	б=36є	б=38є	б =40є
А	3,3	11	15	10	8,7	90… 112	125… 160	180… 400	?450
Б	4,2	14	19	12,5	10,8	125… 160	180… 224	250… 500	?560
В	5,7	19	25,5	17	14,3	-	200… 315	355… 630	?710
Г	8,1	27	37	24	19,9	-	315… 450	500… 900	?1000

Примечание: 1 Расчётные диаметры шкивов d выбираются из стандартного ряда: 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 630, 710, 800, 900, 1000.

Таблица Б.4-Двигатели серии 4А. Основные размеры

Тип двигателя	Число полюсов	Размеры, мм, для двигателей исполнения IM 1081
		d30	l1	l30	d1	l10	l31	d10	b10

Подобные документы

• Проектирование механического привода

  Расчет режимов работы и описание схемы проектируемого механического привода. Кинематический расчет и выбор электродвигателя привода. Определение частоты и угловых скоростей вращения валов редуктора. Материалы зубчатых колес и система смазки редуктора.
  
  курсовая работа [2,8 M], добавлен 21.04.2015
  

• Проектирование привода общего назначения с цилиндрическим редуктором

  Разработка проекта привода общего назначения с цилиндрическим редуктором. Оригинальные и стандартные детали. Достоинства и недостатки передачи. Расчет мощностей и выбор двигателя, элементов корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпоночных соединений.
  
  курсовая работа [1,1 M], добавлен 10.10.2012
  

• Расчет и проектирование механического привода

  Описание устройства и работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Методика расчета передач, подбор муфт и подшипников. Расчет валов на выносливость, элементов корпуса, квалитетов точности, назначение посадок и шероховатостей.
  
  курсовая работа [3,4 M], добавлен 23.10.2014
  

• Расчет и проектирование привода общего назначения

  Выбор электродвигателя и определение расчётных параметров привода. Кинематические и силовые параметры. Расчет редуктора. Материал для зубчатых колес. Числа циклов перемены напряжения. Предварительный расчет валов и подбор подшипников. Смазка редуктора.
  
  курсовая работа [969,6 K], добавлен 16.09.2017
  

• Проектирование привода общего назначения

  Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя и стандартного редуктора. Расчет закрытой зубчатой и цепной передач, валов редуктора и их конструктивная проработка. Выбор и проверка на прочность по сложному сопротивлению вала и подшипников; смазка.
  
  курсовая работа [345,9 K], добавлен 13.12.2011
  

• Проектирование привода ленточного конвейера

  Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора.
  
  курсовая работа [173,4 K], добавлен 08.09.2010
  

• Проектирование привода цепного транспортера

  Схема привода ленточного конвейера. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения валов привода. Определение зубчатых передач и диаметров валов. Выбор подшипников качения. Проверочный расчёт нагруженного вала и шпоночных соединений.
  
  курсовая работа [326,3 K], добавлен 14.11.2008
  

• Расчет и проектирование зубчатых и червячных передач

  Описание схемы привода и суточного графика нагрузки на 5 лет. Выбор электродвигателя. Силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых передач, их геометрических параметров. Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора. Расчет валов и подшипников качения.
  
  курсовая работа [732,6 K], добавлен 16.01.2012
  

• Проект одноступенчатого горизонтального косозубого цилиндрического редуктора общего назначения, входящего в состав привода

  Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода. Расчёт роликовой однорядной цепной и цилиндрической зубчатой передач. Проектный расчёт валов редуктора. Подбор подшипников качения и муфты. Смазка зубчатой передачи и подшипников.
  
  курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.03.2015
  

• Расчет редуктора привода конвейера

  Определение исходных данных для расчета привода. Расчет цилиндрических и цепных передач. Эскизная компоновка редуктора. Проектный расчет вала и шпоночного соединения. Выбор подшипников качения и расчет их долговечности. Конструирование корпуса редуктора.
  
  курсовая работа [605,3 K], добавлен 17.09.2010
  

• Проектирование редуктора привода

  Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты.
  
  курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016
  

• Привод общего назначения

  Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода. Проектирование редуктора, расчет его зубчатой передачи. Проектирование валов, конструкции зубчатых колес. Выбор типа, размеров подшипников качения, схема их зацепления. Первая компоновка редуктора.
  
  курсовая работа [587,2 K], добавлен 13.05.2014
  

• Привод ленточного конвейера

  Определение общего передаточного числа и выбор электродвигателя. Расчет угловых скоростей звеньев привода и крутящих моментов. Конструирование зубчатых передач редуктора, цепных передач, валов редуктора, корпусных элементов привода, фундаментальных плит.
  
  курсовая работа [1,3 M], добавлен 23.11.2022
  

• Проектирование привода к барабану гранулятора

  Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач. Расчет и проектирование открытой цепной передачи, конструирование валов. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Определение типа смазки.
  
  курсовая работа [427,5 K], добавлен 21.02.2011
  

• Расчет деталей машин

  Выполнение кинематического расчета привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет зубчатых передач и проектные расчеты валов. Выбор типа и схемы установки подшипников. Конструирование зубчатых колес.
  
  курсовая работа [1,7 M], добавлен 23.09.2010
  

• Проектирование механического привода с коническим редуктором

  Знакомство с конструктивными особенностями механического привода с коническим редуктором, анализ проблем проектирования. Способы определения геометрических параметров конической передачи редуктора. Этапы расчета валов на совместное действие изгиба.
  
  дипломная работа [4,4 M], добавлен 17.04.2016
  

• Проектирование привода цепного конвейера

  Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
  
  дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016
  

• Силовой и кинематический расчет привода

  Проект механического привода, состоящего из одноступенчатого редуктора и открытой передачи. Подбор и расчёт шпоночных соединений. Проверочные (уточненные) расчёты валов на сопротивление усталости. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач.
  
  курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013
  

• Проектирование силового электромеханического привода

  Проектирование и расчет привода, зубчатой передачи и узла привода. Силовая схема привода. Проверочный расчет подшипников качения, промежуточного вала и шпоночных соединений. Выбор смазочных материалов. Построение допусков для соединений основных деталей.
  
  курсовая работа [2,2 M], добавлен 29.07.2010
  

• Привод общего назначения

  Требуемая мощность электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его между отдельными ступенями. Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений. Ориентировочный расчет валов, выбор подшипников.
  
  курсовая работа [343,6 K], добавлен 25.12.2014
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам