Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
ЖИТОМИРСЬКИЙ АВТОМОБІЛЬНО-ДОРОЖНІЙ КОЛЕДЖ
для студентів спеціальності №5.090239 “Експлуатація та ремонт підйомно-транспортних, будівельних і дорожніх машин і обладнання”
Житомир
2000
ВСТУП
Курсове проектування є одним з етапів вивчення предмету «Деталі машин». Метою курсового проектування є:
систематизування, закріплення і розширення теоретичних знань, а також розвинення розрахунково-графічних навичок студентів;
ознайомлення студентів з конструкціями типових деталей і вузлів і надбання навичок самостійного розв’язування інженерно-технічних задач, вміння розраховувати і конструювати механізми і деталі загального призначення на основі знань отриманих після вивчення загальноосвітніх і загально технічних дисциплін;
допомога в оволодінні технікою розробки конструкторських документів на різних стадіях проектування;
надбання навичок захищати самостійно прийняте технічне рішення.
В процесі розробки курсового проекту студент повинен:
дати аналіз призначення і умов, в яких знаходиться кожна деталь, і найбільш раціональне конструктивне рішення з врахуванням технологічних, монтажних, експлуатаційних і економічних вимог;
провести кінематичні розрахунки;
визначити сили, які діють на ланки вузла;
провести розрахунок конструкцій на міцність;
розв’язати питання, пов’язані з вибором матеріалу і найбільш технологічних форм деталей;
продумати процес монтажу і демонтажу окремих вузлів і машини в цілому.
Курсове проектування починається з отримання від керівника індивідуального завдання.
Виконання курсового проекту починають з ознайомлення з технічним завданням, опрацюванням його з врахуванням місця встановлення привода, реальних умов експлуатації та основних технічних характеристик.
Потім потрібно приступити до вивчення літературних джерел, аналізу відомих технічних рішень по аналогічним приводам. При цьому потрібно критично підходити до вивчення джерел. Непотрібно забувати, що техніка розвивається. Те, що вважалось правильним вчора, сьогодні може бути не найкращим.
Виконання курсового проекту потребує вміння організувати свою працю, вірно розподілити час та сили на окремі етапи роботи. Працювати слід регулярно, не допускати «заборгованості», яка починає психічно пригнічувати.
Рекомендується вести чернетку в зошиті великого формату, бажано в клітинку, тільки олівцем, чітко і акуратно. На зовнішній стороні обкладинки чернетки накреслити кінематичну схему машинного агрегату і виписати вихідні дані. На листках чернетки лишити поле шириною 50 мм для зауважень і рекомендацій керівника.
Закінчується проект оформленням пояснювальної записки та графічного матеріалу . Пояснювальна записка оформляється згідно вимог СТП
Всі роботи по проекту повинні бути закінчені не пізніше ніж за 5 днів до захисту та за два тижні до екзаменаційної сесії.
1. КІНЕМАТИЧНА СХЕМА МАШИННОГО АГРЕГАТА.
1.1. КІНЕМАТИЧНА СХЕМА МАШИННОГО АГРЕГАТА.
Вивчити і накреслити схему машинного агрегату. Проаналізувати призначення і конструкцію елементів приводного пристрою; вибрати місце установки машинного агрегату.
Графічну частину треба виконати на креслярському папері формату А4 олівцем. Робота повинна включати: кінематичну схему машинного агрегату відповідно до технічного завдання; основний напис, який виконується за формою 1; перелік елементів схеми; вихідні дані для проектування.
Умовне графічне позначення в схемах ГОСТ 2.721-74; 2.770-68 (табл.1.1 і мал. 1.2. додаток 1 , або 1).
1.2.УМОВИ ЕКСПЛУАТАЦІЇ МАШИННОГО АГРЕГАТА.
Проаналізувати за схемою призначення машинного агрегату і вивчити конструкцію елементів привода за атласом. Вибрати місце установки машинного агрегату на одному з місцевих виробництв і тим самим визначити умови експлуатації машинного агрегату - кількість робочих змін, періодичність включення, характер робочого навантаження, реверсивність та інше.
1.3.СТРОК СЛУЖБИ ПРИВОДНОГО ПРИСТРІЮ.
Строк служби (ресурс) Lh, год., обчислити за формулою:
Lh=365 LрКрtзLзКз, (1.1)
де Lр - строк служби привода, роки;
Кр - коефіцієнт річного використання;
Кр=Ч / 365 , (1.2)
де Ч- число робочих днів за рік;
tз - тривалість зміни, год;
Lз - число змін;
Кз - коефіцієнт змінного використання.
При обчисленні ресурсу роботи треба врахувати години на профілактику, поточний ремонт, неробочі дні в залежності від характеру виробництва.
2.ВИБІР ДВИГУНА. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА.
ДВИГУНА.
Ррм = F - якщо в вихідних даних на проектування вказано значення тягової сили F, кН, і лінійної швидкості , мс, тягового органа робочої машини;
Ррм = Т - якщо вказано значення обертаючого моменту Т, кНм, і кутової швидкості , радс, тягового органа робочої машини.
зпвпмпкпс, (2.1)
де зп, вп, м, пк, пс – відповідно коефіцієнти корисної дії закритої передачі (редуктора), відкритої передачі, муфти, підшипників кочення і підшипників ковзання.
Значення ККД передач і підшипників вибрати з табл.2.1.
2.1.3.Визначити потрібну потужність двигуна Рдв, кВт:
Рдв= Ррм. (2.2)
Значення номінальної потужності вибрати з табл. 2.2 за величиною, більшою, але найближчою до потрібної потужності Рдв:
Рном Рдв.
Кожному значенню номінальної потужності відповідає в більшості не один, а декількох типів двигунів з різними частотами обертання, синхронними 3000, 1500, 1000, 750 об/хв. Треба враховувати, що двигуни, що двигуни з великою частотою обертання (синхронною 3000 об/хв) мають низький робочий ресурс, а двигуни з низькими частотами (синхронними 750 об/хв) дуже металоємкі, тому їх не бажано використовувати без особливої необхідності в приводах загального призначення малої потужності.
Таблиця 2.1 - Значення ККД механічних передач (без врахування витрат в підшипниках)
|
Тип передачі |
Закрита |
Відкрита |
|
Зубчата: циліндрична конічна Червячна з передаточним числом u : вище за 30 14 до 30 8 до 14 Ланцюгова Пасова: плоским пасом клиновим (поликлиновим) пасами |
0,96...0,97 0,95... 0,97 0,70...0,75 0,80...0,85 0,85...0,95 0,95...097 |
0,93...0,95 0,92...0,94 0,90...0,93 0,96...0,98 0,95...0,97 |
ПРИМІТКА: 1.Для червячної передачі попереднє значення ККД приймають 0,75...0,85. 2. Витрати в підшипниках на тертя приймають: для однієї пари підшипників кочення 0,99...0,995; для однієї пари підшипників ковзання 0,98...0,99. 3. Витрати в муфті прийняти 0,98.
Таблиця 2.2.Діапазон потужностей трьохфазних асинхронних двигунів серії 4А, кВт
|
Синхронна |
Тип двигуна |
||||||||
|
частота обертання, об/хв |
56В |
63А,В |
71А,В |
80А,В |
90 L |
100S,L |
112M, MA,MB |
132SM |
160S |
|
3000
1500 1000
750 |
0,25 - - - |
0,37; 0,55 0,25; 0,37 0,25 - |
0,75; 1,1 0,55; 0,75 0,37; 0,55 0,25 |
1,5; 2,2 1,1; 1,5 0,75; 1,1 0,37; 0,55 |
3,0 2,2 1,5 0,75; 1,1 |
4,0; 5,5 3,0; 4,0 2,2 1,5 |
7,5 5,5 3,0; 4,0 2,2; 3.0 |
- 7,5 5,5; 7,5 4,0; 5,5 |
- - - 7,5 |
ЙОГО СТУПЕНІВ.
звідки nрм = , (2.3)
де - швидкість тяглового органу, м/с; D - діаметр барабана, мм;
, звідки nрм =, (2.4)
де - швидкість конвеєра, м/с; z - число зубів ведучої зірочки тяглового органу; р - шаг тяглового ланцюга, мм.
; ; ; ... (2.5)
Вибираємо передаточне число редуктора uзп постійним з табл.2.3. і змінюємо передаточне число відкритої передачі.
... (2.6)
Для того, щоб габарити передач не були дуже великими, треба притримуватись деяких середніх значень uзп і uвп по можливості не доводячи їх до найбільшого значення.
, (2.7)
де , % - допустиме відхилення швидкості приводного вала робочої машини.
[nРМ] = nРМ . (2.8)
2.2.6.Визначити фактичне передаточне число привода uф:
uф= nном/ [nРМ]. (2.9)
2.2.7. Уточнити передаточні числа закритої і відкритої передач у відповідності з вибраним варіантом розбивки передаточного числа привода
uоп= uф/ uзп або uзп= uф/ uоп; (2.10)
при цьому краще уточнити uоп, лишивши незмінним стандартне значення uзп.
Таблиця 2.3 - Рекомендовані значення передаточних чисел
Закриті зубчаті передачі (редуктори) одноступеневі циліндричні і конічні (СТ СЭВ 221-75):
1-й ряд - 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3;
2-й ряд - 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1.
Закриті червячні передачі (редуктори) одноступеневі для червяка з числом витків Z1=1; 2; 4 (ГОСТ 2144-75):
1-й ряд - 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5;
2-й ряд - 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5.
Відкриті зубчаті передачі: 3...7.
Ланцюгові передачі: 2...5.
Пасові передачі всіх типів: 2...4.
2.3. ВИЗНАЧЕННЯ СИЛОВИХ І КІНЕМАТИЧНИХ ПАРАМЕТРІВ
ПРИВОДА.
Силові і кінематичні параметри приводу обчислюють на валах, виходячи з потрібної (розрахункової) потужності двигуна і його номінальної частоти обертання. Результати обчислень звести в табл.2.5
Таблиця 2.4 - Визначення силових і кінематичних параметрів приводу
|
Параметр |
Вал |
Послідовність зєднання елементів приводу за кінематичною схемою |
||||
|
дввпзпмрм |
двмзпвпрм |
|||||
|
Потужність Р, кВт |
дв Б Т рм |
Рдв Р1= Рдввппк Р2= Р1зппк Ррм= Р2мпс |
Рдв Р1= Рдвмпк Р2= Р1зппк Ррм= Р2оппс |
|||
|
Частота обертан-ня n, об/хв |
Кутова швид- кість 1/с |
дв Б Т
рм |
Nном n1= n2= nрм=n2 |
рм=2 |
Nном n1=nном n2= nрм= |
ном=nном/30 1=ном |
|
Обертаючий момент Т, Нм |
дв Б Т рм |
|
|
Таблиця 2.5 - Силові і кінематичні параметри привода
|
Тип двигуна Рном= кВт, nном= об/хв |
|||||||
|
Параметр |
Передача |
Параметр |
Вал |
||||
|
закрита (редуктор) |
відкрита |
двигуна |
редуктора |
Приводної робочої машини |
|||
|
швидкохідний |
тихохідний |
||||||
|
Передаточне число u |
Розрахункова потужність Р, кВт |
||||||
|
Кутова швидкість , 1/с |
|||||||
|
Частота обертання n, об/хв |
|||||||
|
ККД |
Обертаючий момент Т, Нм |
3.1. Вибір матеріалу і термообробки зубчастої передачі.
3.1 1.Вибрати твердість термообробку і матеріал коліс.
Основний матеріал для виготовлення зубчастих коліс - сталь. В умовах індивідуального і дрібносерійного виробництва в мало- і середньонавантажених передачах, а також у відкритих передачах використовують зубчасті колеса з твердістю матеріалу 350 НВ. При цьому забезпечується чистове нарізання зубів після термообробки, висока точність виготовлення і добре припрацювання зубів.
Для рівномірного зносу зубів і їх кращого припрацювання твердість шестерні НВ1 призначається більшою ніж твердість колеса НВ2 Різниця середніх твердостей робочих поверхонь зубів шестерні і колеса складає в передачах з прямим і непрямим зубом НВср1-НВср2=20...50. Для збільшення передаточних властивостей передачі і зменшення ії габаритів і металоємкості досягають різниці НВср1-НВср2 70. При цьому твердість робочих поверхонь зубів колеса 350НВ, а зубів шестерні 350НВ і вимірюється за шкалою Роквелла, 45НRCе.
Вибір матеріалу, термообробку і твердість зубчастої пари проводити за табл. 3.1, а механічних характеристик за табл.3.2. При цьому повинна виконуватись умова:
DзагDгр; SзагSгр,
де - Dзаг діаметр заготовки шестерні; Sзаг - товщина заготовки обода або диска колеса; Dгр - гранично допустимий діаметр заготовки шестерні; Sгр - гранично допустима товщина заготовки обода або диска колеса.
3.2.Вибір матеріалу і термообробки черв’ячної передачі.
3.2.1.Вибрати матеріал і термообробку черв’яка:
Вибір марки сталі черв’яка і визначення ії механічних характеристик проводять по таблиці 3.1. і 3.2. При цьому для передач малої потужності (Р1кВт) використовують термообробку – покращення з твердістю 350НВ, а для передач більшої потужності з метою підвищення ККД – загартування СВЧ до твердості 45НRC, шліфування і полірування витків черв’яка.
3.2.2. Визначити швидкість ковзання Vs м/с:
(3.1)
де Т2 – обертаючий момент на валу черв’ячного колеса, Нм;
2 – кутова швидкість тихохідного вала, 1/с,
и – передаточне число редуктора.
3.2.3. Вибрати марку матеріалу черв’ячного колеса з табл.3.3:
Таблиця 3.1Вибір матеріалу, термообробки і твердості
|
Параметр |
Для передач з прямими і непрямими зубами при малій (Р2 кВт) і середній (Р5,5кВт) потужності, НВ1ср-НВ2ср=20…50 |
Для передач з непрямими зубами при середній (Р5,5кВт) потужності, НВ1ср-НВ2ср70 |
||
|
Шестерня, черв’як |
Колесо |
Шестерня, черв’як |
Колесо |
|
|
Матеріал |
Сталь 35, 40, 45 40Х, 40ХН, 35ХМ |
Сталь 40Х, 40ХН, 35ХМ |
||
|
Термообробка |
Покращення |
Покращення + загартування СВЧ |
Покращення |
|
|
Твердість |
350 НВ |
45 НRC |
350 НВ |
|
|
Допустимі напруження при числі циклів зміни напружень NFO i NHO, Н/мм2 |
[]НО |
1,8 НВср+67 |
14НRСср+170 |
1,8 НВср+67 |
|
[]FО |
1,03 НВср |
370 при m 3 мм |
1,03 НВср |
|
|
310 при m <3 мм |
Примітка: 1.В зубчастих передачах марки сталей шестерні і колеса вибирають однаковими. При цьому для передач, до розмірів яких не ставляться високі вимоги, потрібно використовувати дешеві марки сталей типа 40, 40Х. 2. Для коліс відкритих передач великих діаметрів (D 500 мм) використовується стальне лиття (35Л, 40Л, 45Л, 40ГЛ, термообробка – нормалізація, покращення) в парі з кованою шестернею зі сталі відповідної марки.
Таблиця 3.2.Механічні характеристики сталей
|
-1 |
МПа |
235 300 260 335 380 375 410 410 380 420 420 380 420 420 235 225 285 365 |
|
Т |
270 400 320 540 650 640 750 750 630 750 750 670 790 790 270 295 440 600 |
|
|
В |
550 700 600 780 890 790 900 900 800 920 920 800 920 920 550 520 680 850 |
|
|
Твердість заготовки - поверхні зубів |
163-192 HB 192-228 HB 179-207 HB 235-262 HB 269-302 HB 235-262 HB 269-302 HB 45-50 HRC 235-262 HB 269-302 HB 48-55 HRC 235-262 HB 269-302 HB 48-53 HRC 163-207 HB 147 HB 207-235 HB 235-262 HB |
|
|
Термо-обробка |
Н У Н У У У У У+СВЧ У У У+СВЧ У У У+СВЧ Н Н У У |
|
|
Заготовка колеса Sгр, мм |
Довільні 60 довільні 80 50 125 80 80 200 125 125 200 125 125 довільні довільні 200 200 |
|
|
Заготовка шестерні Dгр, мм |
Довільні 120 довільні 125 80 200 125 125 315 200 200 315 200 200 довільні довільні 315 135 |
|
|
Заготовка |
Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Поковка Виливка Виливка Виливка Виливка |
|
|
Марка стали |
35 40 45 45 45 40Х 40Х 40Х 40ХН 40ХН 40ХН 35ХМ 35ХМ 35ХМ 35Л 40Л 45Л 40ГЛ |
Примітка: Прийняті позначення: Н – нормалізація, У – покращення, СВЧ – загартування струмом високої частоти.
Таблиця 3.3 Матеріали для черв’ячних коліс
|
Група |
Матеріал |
Спосіб відливки |
в |
т |
Швидкість ковзання Vs, м/с |
|
Н/мм2 |
|||||
|
1 |
БрО10Н1Ф1 |
Ц |
285 |
165 |
5 |
БрО10Ф1 |
К З |
275 230 |
200 140 |
||
БрО5Ц5С5 |
К З |
200 145 |
90 80 |
||
|
11 |
БрА10Ж4Н4 |
Ц К |
700 650 |
460 430 |
2…5 |
БрА10Ж3Мц1,5 |
К З |
550 450 |
360 300 |
||
БрА9ЖЗЛ |
Ц К З |
530 500 425 |
245 230 195 |
||
ЛЦ23А6ЖзМц2 |
Ц К З |
500 450 400 |
330 295 260 |
||
|
111 |
СЧ18СЧ15 |
З З |
355 315 |
- - |
2 |
Примітка: 1. Для чавунів приведені значення ви .
2.Прийняті позначення: Ц –відцентровий; К – в кокіль; 3 – в землю.
3.3.Визначення допустимих контактних напружень.
3.3.1. Визначення допустимих контактних напружень зубчастої передачі.
3.3.1.1.Визначити коефіцієнт довговічності KHL:
, (3.2)
де NHO - число циклів зміни напружень, яке відповідає границі витривалості; N - число циклів зміни напружень за весь час роботи:
N=573 Lh,
де - кутова швидкість відповідного вала, 1/с; Lh - ресурс роботи привода, год.
Для нормалізованих і поліпшених коліс 1 KHL 2,6; для колеса загартуванням поверхні 1 KHL 1,8.
Якщо N NНО, то прийняти KHL=1.
3.3.1.2.За табл.3.1 визначити допустиме контактне напруження []HO, яке відповідає границі контактної витривалості при числі циклів зміни напружень NНО.
Таблиця 3.4.Значення числа циклів NHO
|
Середня твердість поверхонь зубів |
НВср |
200 |
250 |
300 |
350 |
400 |
450 |
500 |
550 |
600 |
|
HRCср |
- |
25 |
32 |
38 |
43 |
47 |
52 |
56 |
60 |
|
|
NHO, млн.циклов |
10 |
16,5 |
25 |
36,4 |
50 |
68 |
87 |
114 |
143 |
3.3.1.3.Визначити допустимі контактні напруження для зубів шестерні []H1 і колеса []H2 :
[]H1= KHL1[]HO1 ; []H2= KHL2[]HO2 (3.3)
Циліндричні зубчаті передачі з прямими і непрямими зубами при НВср1-НВср2 =20...50 розраховують за меншим з отриманих для шестерні []H1 і колеса []H2 значень []H, тобто за менш міцними зубами.
Зубчаті передачі з непрямими зубами при НВср1-НВср2 70 і твердості зубів колеса 350 НВ2 розраховують за середнім значенням допустимого контактного напруження:
[]H=0,45([]H1 + []H2) . (3.4)
При цьому []H не повинно бути більшим за 1,23[]H2 . В противному випадку []H=1,23[]H2 .
3.3.2. Визначення допустимих контактних напружень черв’ячної передачі.
3.3.2.1.Визначити допустимі контактні напруження для матеріалу вінця колеса:
Таблиця 3.5.
Допустимі напруження для черв’ячного колеса
|
Група матеріалу |
Черв’як поліпшений, 350 НВ |
Черв’як загартований при нагріві СВЧ, 45 HRC |
Нереверсивна передача |
Реверсивна передача |
|
Н, Н/мм2 |
F, Н/мм2 |
|||
|
1 |
KHLCv0,75В |
KHLCv0,9В |
(0.08В+0.75T )KFL |
0,16В KFL |
|
11 |
250-25Vs |
300-25Vs |
||
|
111 |
175-35Vs |
200-35Vs |
0.12Ви KFL |
0.075Ви KFL |
Примітка: 1. Cv – коефіцієнт , який враховує знос матеріалу:
|
Vs |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
Cv |
1,33 |
1,21 |
1,11 |
1,02 |
0,95 |
0,88 |
0,83 |
0,80 |
2. KHL- коефіцієнт довговічності при розрахунках на контактну міцність:
KHL=,
де N =573 2Lh – число циклів навантаження зубів черв’ячного колеса за весь строк роботи. Якщо N>25107, то N прийняти 25107.
Lh=17000 год – ресурс роботи привода.
3. KFL- коефіцієнт довговічності при розрахунках на міцність:
KFL=
Якщо N<106, то N прийняти 106; Якщо N>25107, то N прийняти 25107.
4. Якщо передача працює в реверсивному режимі, то отримане значення допустимого напруження F треба зменшити на 25%.
5. Для всіх черв’ячних передач (незалежно від матеріалу вінця колеса)при розміщення черв’яка поза масляною ванною значення Н треба зменшити на 15%.
3.4.Визначення допустимих напружень згину.
3.4.1. Визначення допустимих напружень згину зубчастої передачі..
3.4.1.1.Визначити коефіцієнт довговічності KFL:
, (3.5)
де NFO = 4106 число циклів зміни напружень для всіх сталей, яке відповідає границі витривалості; N - число циклів зміни напружень за весь час роботи:
N=573 Lh,
де - кутова швидкість відповідного вала, 1/с; Lh - ресурс роботи привода, год.
При твердості 350 НВ 1 KFL 2,08; для твердості 350 НВ
1 KFL 1,63. Якщо N NFО, то прийняти KFL=1.
3.4.1.2. За табл.3.1 визначити допустиме напруження згину []FО, яке відповідає границі витривалості на згин при числі циклів зміни напружень NFО.
3.4.1.3.Визначити допустимі напруження згину для зубів шестерні []F1 і колеса []F2 :
[]F1= KFL1[]FO1 ; []F2=KFL2[]FO2 . (3.6)
Для реверсивних передач []F зменшують на 25%.
Для циліндричних зубчатих передач з прямими і непрямими зубами розрахунок модуля ведуть за меншим з отриманих для шестерні []F1 і колеса []F2 значенням []F, тобто за менш міцними зубами.
3.4.2. Визначення допустимих напружень згину черв’ячної передачі..
Допустимі напруження вибирають відповідно до табл.3.5.
4.1.Вибрати приблизно технічний рівень редуктора з інтервалу 0,1...0,2 (кг/(Нм).
= m/T2=0,1...0,2 (кг/(Нм).
4.2.Визначити масу редуктора:
m=(0,1...0,2) T2, кг.
4.3 Розрахунок передач проводиться на ПК. Результати виводяться на принтер і включаються в пояснювальну записку.
5.РОЗРАХУНОК ВІДКРИТОЇ ПЕРЕДАЧІ.
Розрахунок ланцюгової передачі проводиться на ПК або по методичній розробці “Ланцюгова передача”, або 5.4 .
Розрахунок пасової передачі проводиться по методичній розробці “Пасова передача”, або 5.1, 5.2 .
Розрахунок зубчастої передачі проводиться на ПК.
6.НАВАНТАЖЕННЯ ВАЛІВ РЕДУКТОРА.
6.1.1.Напрямок дії сил визначити за мал.6.1, 6.2, враховуючи напрямок нахилу зубів (витків черв’яка) і напрямок обертання вала двигуна. За точку прикладення сил приймають точку зачеплення в середній площині колеса (черв’яка).
Мал.6.1. Схема сил в зачепленні косозубої циліндричної передачі: а – напрямок лінії зуба колеса – ліве, шестерні – праве; б – колеса – праве, шестерні – ліве
6.1.2.Значення сил взяти з комп’ютерного розрахунку черв’ячної або зубчастої передачі. Значення занести в табл.6.1
6.2.Визначення консольних сил.
В проектуємих приводах розробляються відкриті зубчасті передачі, а також пасові і ланцюгові передачі, які визначають консольне навантаження на вихідні кінці валів. Крім цього консольне навантаження викликається муфтами, які зєднують двигун з редуктором або редуктор з робочою машиною.
Таблиця 6.1.Сили в зачепленні зубчастої передачі.
|
Сили в зачепленні |
Значення сили, Н |
|
|
на шестерні (черв’яку) |
на колесі |
|
|
Колова |
|
|
|
Радіальна |
||
|
Осьова |
|
Мал.6.2. Схема сил в зачепленні черв’ячної передачі: а – напрямок лінії вітка черв’яка – ліве; б – праве
6.2.1.Визначити значення консольних сил за табл.6.2.
6.2.2.Визначити напрямок консольних сил:
Напрямок обертання двигуна вибрати відповідно до напрямку обертання приводного вала робочої машини. Якщо привод реверсивний, то напрямок обертання двигуна вибрати довільно.
Таблиця 6.2.Консольні сили
|
Вид відкритої передачі |
Характер сили за напрямком |
Значення сили, Н |
|
|
на шестерні |
на колесі |
||
|
Циліндрична прямозуба |
Колова Радіальна |
||
|
Пасова з плоским пасом |
Радіальна |
||
|
Пасова з клиновим пасом |
Радіальна |
||
|
Поліклинопасова |
Радіальна |
||
|
Ланцюгова |
Радіальна |
||
|
Муфта |
Радіальна |
на швидкохідному валі |
на тихохідному валі |
|
Fм1=50T1…125T1 |
Fм2=125T2 - для зубчастих редукторів Fм2=250T2 - для черв’ячних |
Примітка: Значення сил береться з розрахунку відповідної передачі;
6.2.2.6.Визначити напрямок сил в зачепленні редукторної пари відповідно з вибраним напрямком гвинтової лінії і обертання валів (див. мал.6.1, 6.2). Сили Ft1 i Ft2 мають такий напрямок, щоб моменти цих сил зрівноважували обертаючі моменти Т1 і Т2 , які прикладені до валів редуктора з боку двигуна і робочої машини: Ft1 має напрямок протилежний обертанню шестерні , Ft2 - за напрямком обертання колеса.
6.2.2.7. Визначити напрямок консольних сил на вихідних кінцях валів.
Напрямок сил у відкритих зубчастих передачах визначають так само, як в редукторній парі.
Консольна сила від пасової (ланцюгової) передачі перпендикулярна осі вала і відповідно с положенням передачі за кінематичною схемою привода може мати вертикальний, горизонтальний напрямок або направлена під кутом до горизонту. В такому випадку треба розкласти ії на дві складові.
Консольна сила від муфти перпендикулярна осі вала, але ії напрямок по відношенню до окружної сили може бути довільним (залежить від випадкових похибок монтажу муфти). Тому рекомендується прийняти найгірший варіант навантаження - напрямок консольної сили протилежний до сили Ft., що збільшить напруження і деформацію вала.
6.2.2.8. Визначити напрямок радіальних реакцій в підшипниках.
Радіальні реакції в підшипниках швидкохідного і тихохідного валів направити протилежно напрямку окружних і радикальних сил в зачепленні редукторної передачі. Точка прикладення реакції - середина підшипника.
7.1.Вибрати матеріал валів.
В проектуємих редукторах рекомендується використовувати термічно оброблені середньовуглецеві і леговані сталі 45, 40Х.
Механічні характеристики сталей для виготовлення валів визначають за табл.3.2.
7.2.Вибрати допустиме напруження на кручення.
Проектний розрахунок валів виконується за напруженням кручення, тобто при цьому не враховується напруження згину, концентрація напруження і змінність напружень за часом. Тому для компенсації приблизності цього метода розрахунку допустимі напруження на кручення приймають заниженими. Для швидкохідних валів К=10 Н/мм2; для тихохідних валів К=20 Н/мм2. При цьому менше значення К приймається для швидкохідних валів, а більше значення для тихохідних.
7.3. Визначити геометричні параметри ступенів валів:
7.3.1. Визначити геометричні параметри ступенів вала-шестерні (черв’яка) (див. мал.7.1):
Рис. 7.1
1-а ступень під елемент відкритої передачі або напівмуфту:
l1=(0,8…1,5)d1 – під зірочку;
l1=(1,2…1,5)d1 – під шків;
l1=(1,0…1,5)d1 – під шестерню;
l1=(1,0…1,5)d1 – під напівмуфту.
2- а ступень під ущільнення кришки з отвором і підшипник:
;
.
3-а ступень під шестерню (черв’як):
можливо d3 df1;
якщо d3da1 прийняти d3=da1
l3 визначити графічно з ескізної компановки.
4-а ступень під підшипник:
d4=d2 ;
l4=B – для шарикових підшипників
l4=Т – для роликових конічних підшипників.
7.3.2. Визначити геометричні параметри ступенів вала колеса (див. мал. 7.2. ):
1-а ступень під елемент відкритої передачі або напівмуфту:
l1=(0,8…1,5)d1 – під зірочку;
l1=(1,2…1,5)d1 – під шків;
l1=(1,0…1,5)d1 – під шестерню;
l1=(1,0…1,5)d1 – під напівмуфту.
2- а ступень під ущільнення кришки з отвором і підшипник:
;
.
3-а ступень під шестерню:
l3 визначити графічно з ескізної компановки.
4-а ступень під підшипник:
d4=d2 ;
l4=B – для шарикових підшипників
l4=Т – для роликових конічних підшипників.
Примітка: 1. Значення висоти буртика t, величини фаски маточини f і координати фаски підшипника r визначити в залежності від діаметра ступені d:
|
d |
17…24 |
25…30 |
32…40 |
42…50 |
52…60 |
62…70 |
71…85 |
|
t |
2 |
2,2 |
2,5 |
2,8 |
3 |
3,3 |
3,5 |
|
r |
1,6 |
2 |
2,5 |
3 |
3 |
3,5 |
3,5 |
|
f |
1 |
1 |
1,2 |
1,6 |
2 |
2 |
2,5 |
2. Діаметр d1 вихідного кінця швидкохідного вала, який зєднано з двигуном через муфту визначити за співвідношенням
d1 =(0,8…1,2) d1(дв), де d1(дв) діаметр вихідного кінця вала ротора двигуна (див табл.К10 с.385 ).
3. Діаметри d2 і d4 під підшипник округлити до найближчого значення діаметра внутрішнього кільця підшипника d.
4.Діаметри і довжини ступенів ( крім d2 i d4 під підшипник округлити до найближчого стандартного значення з ряду Ra 40 див додаток).
5.При конструюванні валів розміри діаметрів і довжин ступенів уточнюються.
7.4. Провести попередній вибір підшипників кочення:
7.4.1. Відповідно до табл.7.1 визначити тип, серію і схему установки підшипників.
7.4.2. Вибрати типорозмір підшипників за величиною діаметра d внутрішнього кільця, який дорівнює діаметру другої d2 і четвертої d4 ступенів вала під підшипники.
7.4.3. Виписати основні параметри підшипників: геометричні розміри – d, D, B(T,c); динамічну і Cr і статичну Crо вантажопідйомність. Де D – діаметр зовнішнього кільця підшипника; B – ширина шарикопідшипника; T і c – осьові розміри роликопідшипників.
7.5.Виконати ескізну компановку редуктора:
7.5.1. Намітити положення проекцій компановки відповідно до кінематичної схеми привода і найбільшими розмірами коліс.
7.5.2.Провести осі проекцій і осьові лінії валів.
В циліндричному і черв’ячному редукторах осі валів провести на міжосьовій відстані, при цьому в циліндричному редукторі осі паралельно, а в черв’ячному осі перехрещуються під кутом 90
Мал.7.1. Типові конструкції валів одноступеневих редукторів
а – швидкохідний – черв’ячного; б – швидкохідний циліндричного; в - швидкохідний – конічного; с – тихохідний.
7.5.3. Накреслити редукторну пару в відповідності до отриманих при проектному розрахунку геометричних параметрів(див. мал.7.2., 7.3) побудова зачеплення пари (див. мал.7.4)
7.5.4. Контур стінок корпуса провести з зазором Х=8…10мм для відвертання зачеплення поверхнею колеса, яке обертається, за внутрішню стінку корпуса, а також передбачити такий же зазор між підшипником і контуром стінки. Відстань між дном корпуса і поверхнею коліс прийняти У4Х.
7.5.5. Накреслити ступені вала на відповідних осях за розмірами d i L, які були отримані при проектному розрахунку валів.
7.5.5.1.Для циліндричного редуктора. - ступені валів накреслити в послідовності від 3-ї до1-ї. При цьому довжину третьої ступені l3 отримаємо конструктивно, як відстань між протилежними стінками редуктора.
7.5.5.2.Для черв’ячного редуктора – ступені тихохідного вала накреслити в послідовності від 3-ї до 1-і. При цьому довжину третьої ступені l3 отримаємо конструктивно, як відстань між протилежними стінками редуктора. Порядок креслення швидкохідної ступені залежить від положення 2-ї і 4-ї ступені, яке визначається побудовою підшипників через дугу радіуса R=daM/2+Х, отвір під підшипниковий вузол з діаметром зовнішнього кільця D і розмір S=(0,1…0,2)D.
7.5.6. На 2-ій і 4-ій ступенях накреслити контури підшипників за розмірами d, D, B(T,c) в відповідності до схеми їх установки.
Для конічних роликопідшипників .
7.5.7. Визначити відстань lБ і lТ між точками прикладення реакцій підшипників швидкохідного і тихохідного валів.
Для радіальних підшипників точка прикладення радіальної реакції підшипника R вважати прикладеною в середній площині підшипника, а відстань між реакціями опор вала: l =L-B (мал.7.5.в). Для радіально-упорних підшипників точка прикладення радіальної реакції підшипника R зміщується від середньої площини і ії положення визначається відстанню а, яка вимірюється від широкого торця зовнішнього кільця (мал.7.5.а,б):
- для радіально-упорних однорядних підшипників;
- для конічних однорядних роликопідшипників.
Де d, D, B, T – геометричні розміри підшипників; - кут контакту; е – коефіцієнт впливу осьового навантаження (див. табл.9.1).
Тоді при установці підшипників за схемою 3 (враспор) l=L-2a; при установці підшипників за схемою 4 (в розтяг) l=L+2a
Таблиця 7.1.Попередній вибір підшипників
|
Передача |
Вал |
Тип підшипника |
Серія |
Кут контакту |
Схема установки |
|
Циліндрична косозуба |
Ш |
Радіальні шарикові однорядні при аw 200 мм |
Середня (легка) |
1 (з однією фіксованою опорою) |
|
|
При - радіальні шарикові однорядні; при - роликові конічні типа 7000 |
Легка (середня) |
…16 для типа 7000 |
3 (враспор) |
||
|
Т |
Легка |
||||
|
Черв’ячна |
Ш |
Радіально-упорні кулькові типу 46000, роликові конічні типу 27000, радіальні кулькові однорядні при аw>160 мм |
Середня |
…16 для типа 7000 25…29 для типа 27000 2 для типа 36000 26 для типа 46000 |
2(з однією фіксованою опорою) |
|
Конічні роликові типу 7000 або радіально-упорні кулькові типу 36000 при аw160 мм |
3 (враспор) |
||||
|
Т |
Роликові конічні типу 7000 |
Легка |
Примітка: 1.Радіальні кулькові однорядні підшипники (табл. К27 ), радіально-упорні кулькові підшипники (табл. К28 ), конічні підшипники (табл. К29, К30 ),
7.5.8.Визначити точки прикладення консольних сил.
7.5.8.1. Силу тиску пасової, ланцюгової передачі та сили зачеплення в відкритої зубчастої передачі прийняти прикладеними до середини вихідного кінця вала .
7.5.8.2. Сила тиску муфти прикладена між напівмуфтами, тому можна прийняти, що точка прикладення сили знаходиться в торцевій площині вихідного кінця вала.
Мал.7.2. Приклад ескізної компановки циліндричного одноступеневого редуктора.
Мал. 7.3. Приклад ескізної компановки черв’ячного редуктора
Мал.7.4.Побудова зачеплення передач
Мал.7.5.Визначення відстані між точками прикладення реакцій в підшипниках.
8.РОЗРАХУНКОВА СХЕМА ВАЛІВ РЕДУКТОРА. ПОБУДОВА ЕПЮР ЗГИНАЮЧИХ І КРУТНИХ МОМЕНТІВ.
6.1 Накреслити розрахункову схему вала в відповідності до схеми навантаження вала.
Далі розрахунок вести окремо для вертикальної та горизонтальної площин.
Вертикальна площина.
6.2 Визначити реакції в опорах попередньо вибраних підшипників в вертикальній площині, склавши два рівняння рівноваги плоскої системи сил без урахування консольного навантаження.
6.3 Визначити значення згинаючих моментів на ділянках вала, склавши рівняння згинаючих моментів.
6.4 Побудувати в масштабі епюру згинаючих моментів, вказати максимальний момент. Масштаб епюри моментів , Нм/мм, вибирається довільно для кожної епюри в залежності від значення моменту і показує кількість Нм в 1мм епюри.
Розрахунок в горизонтальній площині виконати аналогічно.
6.5 Визначити реакції в опорах підшипників від консольного навантаження, склавши два рівняння рівноваги плоскої системи сил.
6.6 Визначити значення згинаючих моментів на ділянках вала від консольного навантаження, склавши рівняння згинаючих моментів.
6.7 Побудувати в масштабі епюру згинаючих моментів від консольного навантаження
6.8 Визначити величину крутного моменту на валу і побудувати в масштабі його епюру.
6.9 Визначити сумарні опорні реакції підшипників вала
, (6.1)
де Rix i Riy – відповідно реакції в опорі і-того підшипника в горизонтальній і вертикальній площинах;
Riк - реакції в опорі від консольного навантаження.
6.10 Визначити сумарні згинаючі моменти в найбільш навантажених перерізах вала
, (6.2)
де Мх і Му – відповідно згинаючі моменти в горизонтальній і вертикальній площинах;
Мк - згинаючий момент від консольного навантаження.
Приклад проведення розрахунку для циліндричного зубчастого редуктора з непрямими зубами.
Вихідні дані:Fr2=1246 Н; Ft2=3346 Н; Fа2=718 Н; l1=0,042 м; Fк= 1837 Н; lК=0,078 м; Т2=216 Нм; d2=0,161 м
Визначення реакцій опор в вертикальній площині ху від радіальної сили Fr2
RДВ2l1- Fr2l1+Fa2d2/2=0
RДВ=( Fr2l1-Fa2d2/2)/(2l1)=(12460,042-7180,161/2)/(20,042)= -65,08 H
-RHВ2l1+ Fr2l1-Fa2d2/2=0
RHВ=( Fr2l1+Fa2d2/2)/(2l1)=(12460,042+7180,161/2)/(20,042)=1311,08 H
Перевірка
RДВ+ RHВ -Fr2=0
-65,08+1311,08-1246=0
Обчислюються згинаючі моменти в вертикальній площині
Мзл = RДВl1 = -65,080,042= -2,73 Нм
Мзл =RНВl1 = 1311,080,042 = 55,7 Нм
Будується епюра згинаючих моментів МВ (Му) в вертикальній площині
Визначення реакцій опор в горизонтальній площині хz від колової сили Ft2
RДГ = RНГ =Ft2/2=3346/2=1673 Н
Обчислюються згинаючі моменти в горизонтальній площині
МВ = RДГl1 = RНГl1 =16730,042 = 70,3 Нм
Будується епюра згинаючих моментів МГ (Мх) в горизонтальній площині
Реакції опор від консольної сили FК
MД = 0
-FК lК/2+RНК2l1 = 0
RНК = FК lК/(2l1) =18370,078/(20,042) = 1705,79 Н
MН = 0
-FК (lК+2l1 )+RДК2l1 = 0
RДК = FК (lК+2l1)/(2l1 ) =
= 1837(0,078+20,042)/(20,042) = 3542,79 Н
Fy = 0
RДК – RНК-FК = 0
3542,79 – 1705,89 – 1837 = 0
Будується епюра згинаючих моментів МFК від консольної сили FК
Мзл(lК) = -FК(lК) = -18370,078= - 143,3 Нм
Мзпр (l1) = -RНКl1 = -1705,890,042 = - 71,7 Нм
Сумарний згинаючий момент в перерізі С вала під колесом
Крутний момент в перерізі вала Т2=216Нм
Опорні реакції вала
Н
Н
Розрахункова схема вала і епюри згинаючих і крутного моментів представлені на рис 6.2
9.ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ.
9.1. Визначити еквівалентне динамічне навантаження:
9.1.1.Радіальні шарикові підшипники, які сприймають осьове навантаження. В цьому випадку обидва підшипника вала сприймають від осьової сили в зачепленні редукторної пари однакове і рівне по величині цій силі осьове навантаження Ra. Тому розрахунок еквівалентного навантаження RЕ. Виконується тільки для підшипника з більшим радіальним навантаженням Rr.
9.1.1.1.Обчислити відношення ,
9.1.1.2. Обчислити відношення - ;
9.1.1.3. За табл. 9.2. з допомогою інтерполяції знайти коефіцієнти е та У;
9.1.1.4. За співвідношенням >e або <e вибрати відповідну формулу і визначити еквівалентне динамічне навантаження найбільш навантаженого підшипника:
при >e ;
при e ,
де значення коефіцієнтів береться з табл.9.1.; табл.9.5.
9.1.1.5. Визначити динамічну вантажопідйомність Сrp:
де RE – еквівалентне динамічне навантаження;
- кутова швидкість вала.
9.1.1.6. Обчислити довговічність підшипника:
.
Таблиця 9.1.Визначення еквівалентного навантаження.
|
Величина |
Позначення |
Радіальні кулькові підшипники |
Радіально-упорні кулькові підшипники |
Конічні ролико-підшипники |
||
|
Кут контакту , град |
||||||
|
12 |
26 |
36 |
||||
|
Коефіцієнт радіального навантаження |
X |
0,56 |
0,45 1 |
0,45 1 |
0,37 1 |
0,4 1 |
|
Коефіцієнт осьового навантаження |
Y |
Табл.9.2 |
Табл.9.3 Табл.9.3 |
0,87 0,92 |
0,66 0,66 |
Табл.К29,К30 0,45 ctg |
|
Коефіцієнт впливу осьового навантаження, Н |
e |
Табл.9.2 |
Табл.9.3 Табл.9.3 |
0,68 0,68 |
0,95 0,95 |
Табл.К29,К30 Табл.К29,К30 |
|
Осьова складова радіального навантаження підшипника, Н |
RS |
RS1=еRr1 RS2=еRr2 |
RS1=0,83еRr1 RS2=0,83еRr2 |
|||
|
Осьове навантаження підшипника, Н |
Ra |
Ra= Fa |
Визначається окремо для правого і лівого підшипника вала по табл.9.6 в залежності від схеми їх установки і співвідношення сил RS1 ,RS2 , Fa |
|||
|
Радіальне навантаження підшипника, Н |
Rr |
Rr= R – сумарна реакція підшипника |
||||
|
Осьова сила в зачепленні, Н |
Fa |
Використовується для визначення коефіцієнтів е, У радіальних і радіально-упорних кулькових підшипників і визначення осьового навантаження Ra |
||||
|
Статична вантажопідйомність, Н |
Cor |
Вибирається з табл.К27…К30 для визначення коефіцієнтів е, У радіальних і радіально-упорних кулькових підшипників. |
||||
|
Коефіцієнт безпеки |
K |
Вибирається з табл.9.4. в залежності від характеру навантаження і виду машинного агрегату |
||||
|
Температурний коефіцієнт |
KT |
КТ=1 – вибирається по табл.9.5. для робочої температури підшипників до 100 С |
||||
|
Коефіцієнт обертання |
V |
V=1 – при обертанні внутрішнього кільця підшипника |
Примітка: Значення коефіцієнтів Х, У, е в чисельнику – для однорядних підшипників, в знаменнику – для дворядних (спарених).
Таблиця 9.2 - Значення коефіцієнтів е і У для радіальних однорядних кулькових підшипників
|
0,014 |
0,028 |
0,056 |
0,084 |
0,11 |
0,17 |
0,28 |
0,42 |
0,56 |
|
|
е |
0,19 |
0,22 |
0,26 |
0,28 |
0,30 |
0,34 |
0,38 |
0,42 |
0,44 |
|
У |
2,30 |
1,99 |
1,71 |
1,55 |
1,45 |
1,31 |
1,15 |
1,04 |
1,00 |
Таблиця 9.3.Значення коефіцієнтів е і У для радіально-упорних кулькових підшипників, , =120
|
і |
0,014 |
0,029 |
0,057 |
0,086 |
0,11 |
0,17 |
0,29 |
0,43 |
0,57 |
|
е |
0,30 |
0,34 |
0,37 |
0,41 |
0,45 |
0,48 |
0,52 |
0,54 |
0,54 |
|
У |
1,81 2,08 |
1,62 1,84 |
1,46 1,60 |
1,34 1,52 |
1,22 1,39 |
1,13 1,30 |
1,04 1,20 |
1,01 1,16 |
1,00 1,16 |
Примітка: 1. і –число рядів тіл кочення, і=1 – для однорядних підшипників, і=2 – для дворядних (спарених) підшипників;
2. Коефіцієнт У в чисельнику - для однорядних підшипників, в знаменнику – для дворядних (спарених) підшипників.
Таблиця 9.4 Значення коефіцієнта безпеки К і потрібної довговічності підшипника Lh
|
Машина, обладнання і характер навантаження |
Lh |
К |
|
Спокійне навантаження (без поштовхів): стрічкові транспортери, які працюють під дахом без пилу, блоки вантажопідйомних машин. |
(3…8)103 |
1…1,1 |
|
Легкі поштовхи. Короткочасні перевантаження до 125% від розрахункового навантаження: металорізальні верстати, елеватори, внутрицехові конвеєри, редуктори з шліфованими зубами, електричні крани, які працюють в легкому режимі, вентилятори машини для однозмінної роботи, які не завжди експлуатуються з повним навантаженням, стаціонарні електродвигуни, редуктори. |
(8…12)103 |
1,1…1,2 |
|
(10…25)103 |
1,2…1,3 |
|
|
Помірні поштовхи і вібрації. Короткочасні перевантаження до 150% від розрахункового навантаження: редуктори з фрезерованими зубами 7-ої степені точності, крани електричні, які працюють в середньому режимі шліфувальні, стругальні і долбежні верстати, центрифуги і сепаратори, зубчасті приводи 8-ої степені точності, гвинтові конвеєри, крани електричні |
(20…30)103 |
1,3…1,4 |
|
(40…50)103 |
1,5…1,7 |
|
|
Значні поштовхи і вібрації. Короткочасні перевантаження до 200% від розрахункового навантаження: ковочні машини, голтовочні барабани, зубчасті приводи 9-ої степені точності. |
(60…100)103 |
1,7…2 |
Таблиця 9.5 Значення температурного коефіцієнта КТ
|
Робоча температура підшипника, С до |
100 |
125 |
150 |
175 |
200 |
225 |
250 |
|
КТ |
1,00 |
1,05 |
1,1 |
1,15 |
1,25 |
1,35 |
1,4 |
Таблиця 9.6.Формули для визначення осьового навантаження
|
Схема навантаження підшипників |
Співвідношення сил |
Осьове навантаження |
|
Ra1 Ra2 Rr1 Fa Rr2 Ra2 Ra Rr2 Fa Rr1 Радіальні кулькові, встановлені враспор |
RS1=0; RS2=0; Fa 0 |
Ra1= Fa; Ra2= Fa |
|
Радіально-упорні кулькові і роликові, встановлені Ra1 Ra2 Rr1 Fa Rr2 RS1 RS2 Ra2 Ra1 Ra2 Fa Rr1 RS2 RS1 враспор Ra2 Ra1 Fa Rr2 Rr1 RS2 RS1 Ra1 Ra2 Fa Rr1 Rr2 RS1 RS2 в растяжку |
RS1 RS2 Fa 0 |
Ra1 = RS1 Ra2 = Rr1 +Fa |
|
RS1 < RS2 Fa RS1 - RS2 |
||
|
RS1 < RS2 Fa < RS2 - RS1 |
Ra1 = RS2 -Fa Ra2 = RS2 |
Примітка: Цифрою 2 позначено підшипник , який сприймає осьову силу в зачепленні.
9.1.2. Роликові однорядні підшипники і радіально-упорні кулькові.
В цьому випадку кожен підшипник вала сприймає своє осьове навантаження, яке залежить від схеми установки підшипників і співвідношення осьової сили в зачепленні редукторної пари і осьових складових радіальних навантажень в підшипниках. Тому еквівалентне динамічне навантаження розраховується для кожного підшипника з метою визначення найбільш навантаженої опори.
9.1.2.1. Визначити коефіцієнт впливу осьового навантаження е .
9.1.2.2.Визначити осьові складові радіального навантаження RS1, RS2.
9.1.2.3.Визначити осьові навантаження підшипників Ra1, Ra2.
9.1.2.4. Обчислити відношення , та ;
9.1.2.5. За співвідношенням e і >e вибрати формулу і визначити еквівалентне динамічне навантаження:
при >e ;
при e ,
де значення коефіцієнтів береться з табл.9.1.; табл.9.2.; табл.9.3.; табл.9.4.; табл.9.5.
9.1.2.6.Порівнюючи значення RЕ1, RЕ2 визначити найбільш навантажений підшипник.
9.1.2.7. Визначити динамічну вантажопідйомність Сrp за більшим значенням еквівалентного динамічного навантаження:
де RE – еквівалентне динамічне навантаження;
- кутова швидкість вала.
9.1.2.8. Обчислити довговічність підшипника:
9.2.Визначити придатність підшипника за умовами та :
9.2.1.Якщо Сrp>Cr то рекомендується збільшити базову динамічну вантажопідйомність:
9.2.1.1. Переходом з легкої в середню або важку серію даного типа підшипника не змінюючи діаметр 2-ї та 4-ї ступені вала під підшипник.
9.2.1.2. Переходом з даного типа підшипника в інший, який має більшу вантажопідйомність.
9.2.1.3. Збільшенням діаметра 2-ї та 4-ї ступені під підшипник.
9.2.2. Якщо Сrp<<Cr то рекомендується зменшити базову динамічну вантажопідйомність:
9.2.2.1. Переходом з середньої серії в легку або дуже легку даного типа підшипника не змінюючи діаметр 2-ї та 4-ї ступені вала під підшипник.
9.2.1.2. Переходом з даного типа підшипника в інший з меншою динамічною вантажопідйомністю.
10.КОНСТРУКТИВНА КОМПАНОВКА ПРИВОДА.
10.1. Конструювання зубчастих коліс.
Конструкція коліс головним чином залежить від проектних розмірів, матеріалу, способу виготовлення заготовки та типу підприємства. Розрахунки конструктивних елементів зубчастого колеса надано в табл.10.1 (табл.10.2 [1]).
Таблиця 10.1 Конструкція циліндричних зубчастих коліс, мм
|
Елемент колеса |
Параметр |
Спосіб отримання заготовки |
||
|
а-прокат, б-ковка |
в-ковка, г-штамповка |
д-вилиті, е-складені |
||
|
Обод |
Діаметр |
da<100 мм |
da=100…500 мм |
Da>500 мм |
|
Товщина |
S=2,2m+0,05b2 |
S=2,2m+0,05b2; H=0,1b2; So=1,2S; t=0,8h |
||
|
Ширина |
b2 (за розрахунком) |
|||
|
Маточина |
Діаметр внутрішній |
d=d3(за розрахунком) |
||
|
Діаметр зовнішній |
dмт=1,55d |
|||
|
Товщина |
=0,3d |
|||
|
Довжина |
Lмт=b2 lмт=(1,0…1,5)d |
lмт= (1,0…1,5)d |
||
|
lмт= (1,0…1,2)d |
||||
|
Диск |
Товщина |
C=b2-(2…4) |
C=0,5(S+мт)0,25b2 |
|
|
Радіуси за- круглення та нахил |
R1 |
R6; 7 |
R10; 7 |
|
|
Отвори |
do25мм; no=4…6 |
Примітка: 1.При визначенні довжини маточини числовий коефіцієнт перед d приймають ближче до одиниці при посадці колеса на вал з натягом.
2.На торцях зубів виконують фаски розміром f=(0,6…0,7)m з округленням до стандартного значення за табл.10.2.
3. Кут фаски ф на прямозубих колесах ф=45; на косозубих колесах при твердості робочих поверхонь НВ350 ф=45,а при НВ350 ф=15.
Таблиця 10.2. Стандартні розміри фасок, мм
|
Діаметр маточини або обода |
Від 20 до 30 |
Від 30 до 40 |
Від 40 до 50 |
Від 50 до 80 |
Від 80 до 120 |
Від 120 до 150 |
Від 150 до 250 |
Від 250 до 500 |
|
f |
1,0 |
1,2 |
1,6 |
2,0 |
2,5 |
3,0 |
4,0 |
5,0 |
10.2. Конструювання черв’ячного колеса
Таблиця 10.3 Конструкція черв’ячних коліс, мм
|
Елемент колеса |
Параметр |
Значення |
|
Обод |
Діаметр найбільший |
(за розрахунком) |
|
Діаметр внутрішній |
dв=0,9d2-2,5m |
|
|
Товщина |
S=0,05d1; So=1,2S h=0,1b2; t=0,8h |
|
|
Ширина |
b2 (за розрахунком) |
|
|
Маточина |
Діаметр внутрішній |
d=d3 (за розрахунком) |
|
Діаметр зовнішній |
Стальна dмт=1,55d Чавунна dмт=1,6d при з’єднанні шпоночному і натягу |
|
|
Товщина |
=0,3d |
|
|
Довжина |
lмт= (1,0…1,5)d |
|
|
Диск |
Товщина |
C=0,5(S+мт)0,25b2 |
|
Радіуси за- круглення та нахил |
R10; 7 |
|
|
Отвори |
do25мм; no=4…6 |
Примітка: 1.При визначенні довжини маточини числовий коефіцієнт перед d приймають ближче до одиниці при посадці колеса на вал з натягом.
2. 2.На торцях зубів виконують фаски розміром f=0,5m з округленням до стандартного значення за табл.10.2.
3. Кут фаски ф=45
Мал.10.2.1. Конструкція циліндричних зубчастих коліс.
Мал.10.2.2. Конструкція черв’ячного колеса.
а,б – вінець напресовано (б – з натягом), в - колесо з чавуна
10.3. Конструювання валів.
Дивись рекомендації 10.2; 10.3 с.168-185 [1], с.167,168 [2]
Мал. 10.3.1.Конструкція вала-шестерні циліндричної
а-df1>d3; б- df1<d3; в- df1<d3; dа1=d3; г- dа1<d3
Мал.10.3.2. Конструкція черв’ячного вала
а-df1>d3; б- df1=d3; в- dа1<d3 df1<d3
10.4. Конструювання підшипникових вузлів.
Дивись рекомендації 10.4 с.185-210 [1],с.196-200 [2],
10.5. Конструювання корпусу редуктора.
Дивись рекомендації 10.5 с.210-230 [1], с.238-247[2],
Товщина стінок корпуса редуктора та ребер жорсткості приймаються однаковими:
=1,12,
де Т2 –обертаючий момент на тихохідному валі Нм.
10.5 Мащення. Мастильні пристрої.
10.5.1. Вибрати спосіб мащення.
Для редукторів загального призначення використовують безперервне мащення рідким мастилом картерним непроточним способом (занурюванням). Цей спосіб використовують для зубчатих передач при колових швидкостях від 0,3 до 12,5 м/с; для черв’ячних передач з циліндричним черв’яком допустимо до швидкості ковзання 10 м/с .
10.5.2. Вибрати сорт мастила.
Сорт мастила вибирається за табл.10.4
Таблиця 10.4.Рекомендуємі сорти мастил для передач
(ГОСТ 17479.4-87)
|
Передача |
Контактні напруження Н Н/мм2 |
Колова швидкість зубчастих передач, м/с Швидкість ковзання черв’ячних передач м/с |
||
|
до 2 |
з 2 до 5 |
понад 5 |
||
|
Зубчаста |
До 600 Від 600 до 1000 Понад 1000 |
І-Г-А-68 І-Г-С-100 І-Г-С-150 |
І-Г-А-46 І-Г-С-68 І-Г-С-100 |
І-Г-А-32 І-Г-С-46 І-Г-С-68 |
|
Черв’ячна |
До 200 Від 200 до 250 Понад 250 |
І-Т-Д-220 І-Т-Д-460 І-Т-Д-680 |
І-Т-Д-100 І-Т-Д-220 І-Т-Д-460 |
І-Т-Д-68 І-Т-Д-100 І-Т-Д-220 |
10.5.3. Вибрати кількість мастила.
Для одноступеневих редукторів обєм мастильної ванни розраховують виходячи з того, що на 1 кВт передаваємої потужності потрібно 0,4…0,8 л мастила. Менші значення приймають для крупних редукторів.
10.5.4. Обчислити рівень мастила.
В циліндричних редукторах: m hm 0,25d2,
де m- модуль зачеплення; при нижньому розміщенні шестерні hm=(0,1…0,5)d1, при цьому hmin=2,2m – аналогічно рівню мастила при нижньому розміщенні черв’яка. Бажано, щоб рівень мастила проходив через центр нижнього тіла кочення підшипника.
В черв’ячних редукторах: при занурюванні в масляну ванну колеса m hm 0,25d2, де m- модуль зачеплення; при нижньому або боковому розміщенні черв’яка hm=(0,1…0,5)d1, при цьому hmin=2,2m Бажано, щоб рівень мастила проходив через центр нижнього тіла кочення підшипника.
При нижньому розміщенні шестерні або черв’яка і високій частоті обертання для зменшення тепловиділення і втрат потужності рівень мастила зменшують так, щоб вивести шестерню (черв’як) з мастильної ванни. В такому випадку установлюють розбризкувачи.
10.5.5. Контроль рівня мастила.
Дивись рекомендації с.243-244 [1].
10.5.6. Злив мастила.
Дивись рекомендації с.244-246 [1].
10.5.7. Віддушини.
Дивись рекомендації с.247-248 [1].
10.6.Мащення підшипників.
Дивись рекомендації с.248-250 [1].
11. СКЛАДАННЯ РЕДУКТОРА.
Дивись рекомендації с.322,384 [2].
12.ПЕРЕВІРОЧНІ РОЗРАХУНКИ.
12.1 Перевірити дві шпонки тихохідного вала на зминання під колесом і елементом відкритої передачи або напівмуфти:
Умова міцності ,
де Ft – окружна сила на колесі або шестерні, Н;
Азм –площа зминання ,мм.
,
- робоча довжина шпонки, мм;
l – повна довжина шпонки береться з компановки; b,h,t1 –стандартні розміри.
Для маточини зі сталі і спокійному навантаженні см=110…190 Н/мм;
При навантаженнях з коливаннями см треба знизити на 20…25%. Якщо при перевірці шпонки см буде значно меншим за см , то треба взяти шпонку меншого переріза.
12.2. Перевірочний розрахунок тихохідного вала.
12.2.1. Намітити небезпечні перерізи вала.
Вали в проектуємих редукторах мають місце два небезпечні перерізи: одне- на 3-ій ступені під колесом, друге – на 2-ій ступені під підшипником опори, яка суміжна з консольним навантаженням.
12.2.2. Визначити джерела концентрацій напружень в небезпечних перерізах:
Небезпечний переріз 2-ої ступені тихохідних валів визначають два концентратори напружень – посадка підшипника з натягом і ступеневий перехід галтеллю між 2-ою і 3-ою ступенями.
Концентрацію напружень на 3-ої ступені визначають для тихохідних валів – посадка колеса з натягом та шпонковийий паз;
12.2.3. Визначити напруження в небезпечних перерізах вала:
12..2.3.1. Нормальне напруження згину:
,
де М-сумарний згинаючий момент в перерізі який розглядається, Нм; - осьовий момент опору переріза вала, . Для визначення круглого суцільного переріза вала при ступеневим переході приймають менший з двох діаметрів суміжних ступенів.
12.2.3.2. Дотичне напруження:
,
де Мк – крутний момент, Нм; Wрнетто –полярний момент інерції опору переріза вала, . Для визначення Wрнетто круглого суцільного переріза вала при ступеневому переході приймають менший з двох діаметрів суміжних ступенів. Для визначення Wрнетто див. табл. 12.1
12.2.4.Визначити коефіцієнт концентрації нормальних напружень для розрахункового переріза вала:
де К - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, який залежить від розмірів перерізу, механічних характеристик матеріалу і вибираються за табл.12.2. ; Кd – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (табл.12.3. ); КF – коефіцієнт впливу шорсткості (табл.12.4. ); Ку – коефіцієнт впливу поверхневого ущільнення (табл.12.5. )
Таблиця 12.1.Осьові і полярні моменти опору перерізу вала, мм3
|
Переріз вала |
Wнето |
Wнето |
|
Кругле суцільне |
0,1d3 |
0,2d3 |
|
Вал зі шпонковими канавками |
||
|
Шліцьовий вал |
0,1(da+df)3/2 |
0,2df3 |
|
Вал-черв’як |
d3f1/32 |
d3f1/16 |
12.2.5.Визначити коефіцієнти концентрації дотичних напружень для розрахункового переріза вала:
де К - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, який залежить від розмірів перерізу, механічних характеристик матеріалу і вибираються за табл.12.2.; Кd – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (табл.12.3.); КF – коефіцієнт впливу шорсткості (табл.12.4.); Ку – коефіцієнт впливу поверхневого ущільнення (табл.12.5.).
12.2.6. Визначити границі витривалості в розрахунковому перерізі вала, Н/мм:
,
де і - границі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення, Н/мм. визначається за табл.3.2. ; =0,58.
12.2.6. Визначити коефіцієнти запасу міцності за нормальними та дотичними напруженнями:
; .
12.2.7. Визначити загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі:
.
Прийняти S=1.6…2.1.
Таблиця 12.2.Ефективні коефіцієнти концентрації напружень К і К
|
Параметри |
К при а, Н/мм2 |
К при а, Н/мм2 |
|||||
|
Для ступеневого переходу з галтеллю |
|||||||
|
t/r |
r/d |
500 |
700 |
900 |
500 |
700 |
900 |
|
1 |
0,01 0,02 0,03 0,05 0,1 |
1,35 1,45 1,65 1,6 1,45 |
1,4 1,5 1,7 1,7 1,55 |
1,45 1,55 1,8 1,8 1,65 |
1,3 1,35 1,4 1,45 1,4 |
1,3 1,35 1,45 1,45 1,4 |
1,3 1,4 1,45 1,55 1,45 |
|
2 |
0,01 0,02 0,03 0,05 |
1,55 1,8 1,8 1,75 |
1,6 1,9 1,95 1,9 |
1,65 2,0 2,05 2,0 |
1,4 1,55 1,55 1,6 |
1,4 1,6 1,6 1,6 |
1,45 1,65 1,65 1,65 |
|
3 |
0,01 0,02 0,03 |
1,9 1,95 1,95 |
2,0 2,1 2,1 |
2,1 2,2 2,25 |
1,55 1,6 1,65 |
1,6 1,7 1,7 |
1,65 1,75 1,75 |
|
5 |
0,01 0,02 |
2,1 2,15 |
2,25 2,3 |
2,35 2,45 |
2,2 2,1 |
2,3 2,15 |
2,4 2,25 |
|
Для шпонкових пазів, які виготовлені фрезою |
|||||||
|
кінцевою |
1,6 |
1,9 |
2,15 |
1,4 |
1,7 |
2,05 |
|
|
дисковою |
1,4 |
1,55 |
1,7 |
||||
|
Для евольвентних шліців і різьб |
|||||||
|
Шліци Різьба |
1,45 1,8 |
1,6 2,2 |
1,7 2,45 |
1,43 1,45 |
1,49 1,6 |
1,55 2,0 |
|
|
Для посадок з натягом |
|||||||
|
Діаметр вала d,мм |
К/ Кd |
К/ Кd |
|||||
|
30 50 100 |
2.5 3.3 3.3 |
3.0 3.95 3.95 |
3.5 4.6 4.6 |
1.9 2.45 2.4 |
2.2 2.8 2.8 |
2.5 3.0 3.2 |
Таблиця 12.3 Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу Кd
|
Напружений стан і матеріал |
Діаметр вала d, мм |
||||
|
30 |
40 |
50 |
70 |
100 |
|
|
Згинання для вуглицевої сталі Згинання для легованої сталі Кручення для всіх видів сталі |
0,88 0,77 |
0,85 0,73 |
0,81 0,70 |
0,76 0,67 |
0,71 0,62 |
Таблиця 12.4
Коефіцієнт впливу шорсткості КF
|
Вид механічної обробки |
Параметри шорсткості поверхні Ra, мкм |
КF при а, Н/мм2 |
||
|
500 |
700 |
900 |
||
|
Обточування Шліфування |
2,5…0,63 0,32…0,16 |
1,05 1,0 |
1,10 1,0 |
1,5 1,0 |
Таблиця 12.5
Коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення Ку
|
Вид зміцнення |
в серцевини, Н/мм2 |
Ку |
||
|
гладкі вали |
вали з концентрацією напружень |
|||
|
К1,5 |
К=1,8…2 |
|||
|
Загартування з нагрівом СВЧ |
600…800 800…1000 |
1,5…1,7 1,3…1,5 |
1,6…1,7 - |
2,4…2,8 - |
|
Азотування |
900…1000 |
1,1…1,25 |
1,5…1,7 |
1,7…2,1 |
|
Цементація |
700…800 1000…1200 |
1,4…1,5 1,2…1,3 |
- 2,0 |
- - |
12.3.ТЕПЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ЧЕРВ’ЯЧНОГО РЕДУКТОРА
Температура мастила в редукторі не повинна перевищувати допустимої tм=80…95С. Температура повітря зовні tв=20С. Температура мастила в корпусі черв’ячної передачі при безперервній роботі без штучного охолодження визначається як:
,
де Р1 – потужність на швидкохідному валу редуктора;
- коефіцієнт корисної дії редуктора;
Кт =9…17Вт/(м2град) – коефіцієнт теплопередачі;
А – площа поверхні корпуса редуктора, яка віддає тепло, м2
Для визначення А черв’ячний редуктор вписують в паралелепіпед і визначають площу його поверхонь не враховуючи площу днища. Орієнтовно можна визначити А в залежності від міжцентрової відстані.
Таблиця 12.6.
Площа поверхні охолодження черв’ячного редуктора
|
aW, мм |
80 |
100 |
125 |
140 |
160 |
180 |
200 |
225 |
|
А, мм2 |
0,19 |
0,24 |
0,36 |
0,43 |
0,56 |
0,67 |
0,8 |
1,0 |
13.ТЕХНІЧНИЙ РІВЕНЬ РЕДУКТОРА.
13.1. Визначити масу редуктора:
13.1.1. Циліндричного
m=V10-9,
де - коефіцієнт заповнення, який визначається за графіком в залежності від міжосьової відстані (див. мал.14.1., 12.1 );
- питома вага чавуна; =7300 кг/ м3
V- умовний обєм редуктора визначити як добуток найбільшої довжини, ширини і висоти редуктора, мм3:
V=LBH.
13.1.2. Черв’ячного:
m=d1d2 2 /410-9,
де - коефіцієнт заповнення, який визначається за графіком в залежності від міжосьової відстані (див. мал.14.2., 12.3);
- питома вага чавуна; =7300 кг/ м3
d1, d2 – ділильний діаметр черв’яка і черв’ячного колеса , мм
13.2. Визначити критерій технічного рівня редуктора:
=m/T2,
де T2 –обертаючий момент на тихохідному валі редуктора, Нм.
Таблиця 13.1 Технічний рівень редуктора
|
, кг/(Нм) |
Якісна оцінка технічного рівня |
|
0,2 0,1…0,2 0,06…0,1 0,06 |
Низький; редуктор морально старий Середній; в багатьох випадках виробництво економічно невигідне Високий ; редуктор відповідає сучасним світовим зразкам Найвищий; редуктор відповідає рекордним зразкам. |
Мал.13.1.Графік для визначення коефіцієнта заповнення циліндричного одноступеневого редуктора
Мал.13.2.Графік для визначення коефіцієнта заповнення черв’ячного одноступеневого редуктора
Таблиця 13.2 Технічний рівень редуктора
|
Тип редуктора |
Маса m, кг |
Момент Т2, Нм |
Критерій |
Висновок |
Нормальний ряд чисел
Таблиця 4.1 - Нормальні лінійні розміри, мм
Ряди |
Додаткові розміри |
Ряди |
Додаткові розміри |
Ряди |
Додаткові розміри |
||||||
|
RZ10 |
RZ20 |
RZ40 |
8,2 8,8 9,2 9,8 10,2 10,8 11,2 11,8 12,5 13,5 14,5 15,5 16,5 17,5 18,5 19,5 20,5 21,5 23,0 27 29 31 33 35 37 39 |
RZ10 |
RZ20 |
RZ40 |
41 44 46 49 52 55 58 62 65 70 73 78 82 92 98 102 108 112 115 118 135 145 155 165 175 185 195 |
RZ10 |
RZ20 |
RZ40 |
205 230 270 290 310 330 350 370 410 440 460 490 515 545 580 615 650 690 730 775 825 875 925 975 |
|
8,0 |
8,0 |
8,0 8,5 |
40 |
40 |
40 42 |
200 |
200 |
200 210 |
|||
|
9,0 |
9,0 9,5 |
45 |
45 48 |
220 |
220 240 |
||||||
|
10 |
10 |
10 10,5 |
50 |
50 |
50 53 |
250 |
250 |
250 260 |
|||
|
11 |
11 11,5 |
56 |
56 60 |
280 |
280 300 |
||||||
|
12 |
12 |
12 13 |
63 |
63 |
63 67 |
320 |
320 |
320 340 |
|||
|
14 |
14 15 |
71 |
71 75 |
360 |
360 380 |
||||||
|
16 |
16 |
16 17 |
80 |
80 |
80 85 |
400 |
400 |
400 420 |
|||
|
18 |
18 19 |
90 |
90 95 |
450 |
450 480 |
||||||
|
20 |
20 |
20 21 |
100 |
100 |
100 105 |
500 |
500 |
500 530 |
|||
|
22 |
22 24 |
110 |
110 120 |
560 |
560 600 |
||||||
|
25 |
25 |
25 26 |
125 |
125 |
125 130 |
630 |
630 |
630 670 |
|||
|
28 |
28 30 |
140 |
140 150 |
710 |
710 750 |
||||||
|
32 |
32 |
32 34 |
160 |
160 |
160 170 |
800 |
800 |
800 850 |
|||
|
36 |
36 38 |
180 |
180 190 |
900 |
900 950 |
ДОДАТОК 1.
Умовні графічні зображення в схемах
(ГОСТ 2.721-74, 2.770-68)
ДОДАТОК 2.
ДОДАТОК 3.
ВИТЯГ З СТАНДАРТУ ЖАДК
Текстові документи виконують на окремих аркушах друкарського паперу формату А4.
Текст документа може бути написаний від руки під шрифт відповідного розміру чорнилом або пастою чорного кольору. Дозволяється комп’ютерний набір тексту з використанням спеціального шрифту ГОСТ або шрифту Arial курсив.
Вписувати в текстові документи, що виготовлені машинописним способом, окремі слова, формули, умовні знаки (рукописним способом), а також виконувати ілюстрації потрібно чорним чорнилом, пастою або тушшю. Ескізи деталей пристроїв механізмів допускається виконувати олівцем.
Шрифт повинен бути чітким, а висота літер і цифр – не менше 2,5 мм
Кожен лист текстового документа повинен мати рамку чорного кольору, виконану типографським способом, або вручну чорним чорнилом, пастою або тушшю. Рамку наносять суцільною основною лінією на віддалі 20 мм від лівої границі формату і 5 мм від інших границь формату.
Відстань від рамки формату до початку тексту повинна бути на початку і в кінці рядка — не менше 5 мм.
Відстань від верхнього або нижнього рядка тексту до верхньої або нижньої рамки повинна бути не менше 10 мм.
Абзаци в тексті починають з відступом 15 — 17 мм.
Помилки, описки і графічні неточності, виявлені
в процесі виконання документа, допускається виправляти підчисткою або зафарбовуванням білою фарбою з нанесенням на це місце виправленого тексту.
Пошкодження аркушів текстових документів, помарки та сліди старого тексту не допускається.
Текст документа розділяють на розділи і підрозділи.
Заголовки розділів слід писати прописними літерами з абзацу. Висота прописних літер найменувань розділів складає 7 мм.
Заголовки підрозділів та пунктів слід писати малими літерами (крім першої прописної) з абзацу. Для підрозділів висота прописної літери – 7 мм, пунктів – 5 мм.
При комп’ютерному наборі текст набирати шрифтом номер 14, заголовки розділів шрифт – 18, підрозділів – 16.
Перенесення слів в заголовках не допускається.
Крапку в кінці заголовка не ставлять.
Якщо заголовок складається з де кількох речень, то їх розділяють крапкою.
Розділи повинні мати порядкові номери в межах усього документу, позначені арабськими цифрами без крапки.
Підрозділи мають нумерацію в межах кожного розділу. Номер підрозділу складається з номера розділу та номера підрозділу, розділених крапкою. Після номера підрозділу крапки не ставиться.
Розділи, як і підрозділи, можуть складатися з одного чи декількох пунктів. Пункти, як правило ,заголовків не мають.
Якщо документ не має підрозділів, то нумерація пунктів у ньому повинна бути в межах кожного розділу, і номер пункту повинний складатися з номерів розділу і пункту, розділених крапкою. Наприкінці номера пункту крапка не ставиться, наприклад:
1 Типи й основні розміри
1.1
1.2 Нумерація пунктів першого розділу документа
1.3
2 Технічні вимоги
2.1
2.2 Нумерація пунктів другого розділу документа
2.3
Якщо документ має підрозділи, то нумерація пунктів повинна бути в межах підрозділу і номер пункту повинний складатися з номерів розділу, підрозділу і пункту, розділених крапками, наприклад:
3 Методи випробувань
3.1 Апарати, матеріали і реактиви
3.1.1
3.2 Підготовка до випробувань
Якщо розділ або підрозділ складається з одного пункту, він також нумерується.
Якщо текст документа підрозділяється тільки на пункти, вони нумеруються порядковими номерами в межах документа.
Пункти, при необхідності, можуть бути розбиті на підпункти, що повинні мати порядкову нумерацію в межах кожного пункту, наприклад: 4.2.1.1, 4.2.1.2, 4.2.1.3 і т.д.
Усередині пунктів або підпунктів можуть бути приведені перерахування.
Перед кожною позицією перерахування ставиться дефіс або при необхідності посилання в тексті документа на одне з перерахувань, малу літеру, після якої ставиться дужка. Для подальшої деталізації перерахувань необхідно використовувати арабські цифри, після яких ставиться дужка, а запис, виконується з абзацного відступу, як показано в прикладі.
Приклад
а)_____________________
б)_____________________
1)________________
2)________________
в) ________
Кожний пункт, підпункт і перерахування записують абзацного відступу.
Відстань між заголовками розділу і підрозділу дорівнює 8 мм, між заголовком і текстом -15 мм.
Кожний розділ текстового документа починається з нового аркуша, а підрозділи починають на тому ж аркуші.
У документі на першому листі розміщують зміст, що включає номери і найменування розділів і підрозділів з вказівкою їхніх початкових сторінок. Якщо зміст не вміщується на одному аркуші, його продовжують на наступних. Зміст враховують у загальній кількості аркушів документа.
Слово "ЗМІСТ" записують у вигляді заголовка симетрично тексту з прописними літерами. Найменування, включені до змісту, записують малими літерами, крім першої прописної. В кінці заголовка крапку не ставлять. Останнє слово заголовка з’єднують крапками з відповідним йому номером сторінки в правій колонці змісту. Кожний залежний заголовок розміщується з відступом праворуч від попереднього основного заголовка.
Наприкінці текстового документа приводиться список літератури, яка була використана при його складанні. Список літератури включають у зміст документа.
Нумерація сторінок документа повинна бути наскрізна.
Розділи “ЗМІСТ”, “ВСТУП”, “ЛІТЕРАТУРА” не мають номерів.
Викладення тексту ведеться в неозначеній формі
В тексті документа не дозволяється:
використовувати скорочення слів, крім встановлених правилами орфографії, а також відповідними державним стандар тами;
скорочувати позначення одиниць фізичних величин, якщо вони вживаються без цифр, за винятком одиниць фізичних величин у заголовках і боковиках таблиць, і в розшифруванні літерних позначень, що входять у формули та рисунки.
В тексті документа, за винятком формул, таблиць і рисунків, не допускається:
використовувати математичний знак мінус (—) перед від’ємними значеннями величин (потрібно писати слово "мінус");
використовувати знак "" для позначення діаметра (потрібно писати слово "діаметр");
використовувати без числових значень математичні знаки,
наприклад > (більше), < (менше), = (дорівнює), (більше або дорівнює),
(менше або дорівнює), (не дорівнює), а також знаки № (номер),
% (відсоток);
В документі повинні використовуватись одиниці СІ.
Літерні позначення одиниць потрібно виконувати прямим шрифтом. Крапку, як знак скорочення одиниці, не ставлять.
Позначення одиниць проставляють після числового значення величини та розташовують в один рядок з ними (без перенесення на наступний рядок). Між цифрою і позначенням одиниці слід залишати проміжок в один знак (100 кВт). Виняток складають позначення у вигляді знаку, піднятого над рядком (200С).
В тексті документа числа з позначенням фізичної величини слід писати цифрами, а числа без позначення одиниць фізичних величин і одиниць результату розрахунку від одиниці до дев’яти — словами.
Приклади
В тексті документу перед позначенням параметру дають його позначення, наприклад, “Тимчасовий опір руйнуванню в”
Якщо в тексті наводиться ряд числових значень однієї і тієї ж фізичної величини, то одиницю вимірювання вказують тільки після останньої цифри ряду, наприклад (1,50; 1,75; 2,00 м).
Дробові значення пишуться тільки цифрами.
Перед числовими значеннями ставити тире не рекомендується, щоб не сплутати його з знаком мінус.
Формулу з її розв’язуванням вписують в наступному порядку: пишуть символами формулу, після неї – знак рівності, а потім підставляють числові значення величин, що входять в формул, після чого знову ставлять знак рівності, а після нього записують результат обчислень і одиниць в скороченому вигляді.
Пояснення символів і числових коефіцієнтів, які входять у формулу і не були пояснені раніше в тексті, потрібно навести безпосередньо під формулою. Пояснення кожного символу розпочинається з нового рядка в тій послідовності, в якій символи наведені у формулі. Перший рядок пояснення починається зі слова "де" без двокрапки після нього.
Наприклад обчислюють по формулі
(3.1)
де - густина зразка, кг/м3;
т — маса зразка, кг;
V — об’єм зразка, м3.
Якщо в формулі є невизначені елементи, які в наступному визначаються за іншою формулою необхідно:
Записати основну формулу;
Розписати всі елементи формули включаючи невизначені;
Записати формулу для визначення невизначеного елемента, яку також розписати;
Підставити числові значення і провести розрахунок за першою формулою.
Приклад:
Сел=QС , (3.2)
де Q – вага наплавленого металу, гр;
С = 0,00146 грн/кг – собівартість одного кілограму електроду по прейскуранту
Q =FL=0,150,17,5=5,6 гр (3.3)
де F =0,15 см2 - площа поперечного перерізу зварювальної тріщини;
L =0,1 см – довжина тріщини;
=7,5 гр/см3 – щільність наплавленого металу.
Сел=5,61,46=8,17 грн
Якщо за однією формулою проводиться декілька обчислень, то наводиться приклад першого обчислення. Результати всіх варіантів обчислень зводяться в таблицю.
Формули, що слідують одна за одною і не розподіляються текстом, відокремлюють комою.
Формули розміщують по центру сторінки, дотримуючись симетрії. Крім того, формули потрібно виділяти з тексту вільними рядками, вище і нижче кожної формули необхідно залишати один вільний рядок.
Перенесення формули на наступний рядок допускається
лише на знаках виконуваних операцій, при чому знак на початку наступного рядка повторюють. При переносі формули по знаку множення застосовують знак "х".
Наведення числового результату розрахунків без попереднього записування в формулі числових значень величин, які входять до неї, замість літерних символів, не допускається. При цьому позначення в формулі одиниць разом з числовими значеннями не наводяться.
Формули потрібно нумерувати арабськими цифрами в межах розділу. Номер формули складається з номера розділу і порядкового номера формули, розділених крапкою, наприклад (3.1). Одну формулу теж позначають
Цифри записують на рівні формули праворуч в круглих
дужках на відстані 5 мм від рамки.
Якщо на одному листі декілька формул, то їх номери потрібно розміщувати на одній вертикальній лінії.
Буквені символи і числа в формулах вписують шрифтом висотою 3,5 мм.
Посилання в тексті на формулу роблять у вигляді її номера в дужках, наприклад, ... у формулі (2.1)
Внутрішньотекстові посилання на використані джерела оформляють в квадратних дужках. Посилення містить номер джерела, що береться з списку, номер тому (якщо він є), номера таблиці або номера сторінки, наприклад: [18,т.1,с.81], [8,таблиця 3.1,с.81],
Ілюстрації повинні бути виконані чорним чорнилом (пастою) або чорною тушшю на білому непрозорому папері або на тих же аркушах, що і записка.
Ілюстрації повинні розміщатися по тексту документа (якомога ближче після першого посилання на них), або в його кінці.
Ілюстрації треба розміщувати так, щоб їх було зручно роздивлятись без повороту записки, або з поворотом за годинниковою стрілкою.
Ілюстрації потрібно нумерувати в межах розділу арабськими цифрами. Номер ілюстрації складається з номера розділу та порядкового номера ілюстрації, розділених крапкою, наприклад "Рисунок 3.10".Якщо рисунок один, то він позначається "Рисунок 3.1".
При посиланнях на ілюстрації потрібно писати ". . згідно рисунка 2.1"
Ілюстрації, за потреби, можуть мати найменування та пояснюючі дані (підрисуночний текст).
Всі ілюстрації (крім таблиць) називаються рисунками і позначають словом "Рисунок". Слово ''Рисунок" і його найменування розміщують після пояснюючих даних таким чином:
Цифровий матеріал, як правило, повинен оформлюватись у вигляді таблиць у відповідності до рисунку 5.1.
Таблица __________ - __________________
номер название таблицы
Рисунок 5.1
Кожна таблиця може мати назву. Назва пишеться з прописної літери і розміщується над таблицею. Слово "Таблиця" пишуть з прописної літери, ліворуч над таблицею. Наприклад: «Таблиця 1 - Діапазони робочих частот фільтрів»
При переносі частини таблиці на іншу сторінку назву таблиці розміщують тільки над першою частиною таблиці.
Таблицю розміщують після першого згадування про неї під текстом, в якому вперше зроблено посилання на неї або на наступній сторінці (в залежності від розміру таблиці). Допускається розміщувати таблицю уздовж довгої сторони аркуша документа таким чином, щоб її можна було читати з поворотом записки за годинниковою стрілкою.
Таблиці потрібно нумерувати арабськими цифрами в межах розділу. В цьому випадку номер таблиці складається з номера розділу та порядкового номера таблиці, розділених крапкою.
На всі таблиці документа потрібно зробити посилання в тексті документа. При посиланні пишуть слово “таблиця" з вказівкою її номера.
Заголовки граф і рядків таблиці починають з прописних літер. Підзаголовки - з малих, якщо вони складають одне речення з заголовком, і з прописних - якщо вони самостійні. В кінці заголовків і підзаголовків таблиць крапки не ставлять. Ділити заголовки таблиці по діагоналі не дозволяється.
Таблиці ліворуч, праворуч і знизу обмежують лініями Голівка таблиці повинна бути відділена лінією від іншої частини таблиці.
Висота рядків повинна бути не менше 8 мм.
Графу "Номер по порядку" в таблицю включати не допускається.
Якщо цифрові дані в графах таблиці виражені в різних одиницях фізичних величин, то їх вказують у заголовку кожної графи. Якщо всі показники, наведені в таблиці, виражені однією і тією ж одиницею фізичної величини, позначення одиниці фізичної величини розміщують над таблицею праворуч, наприклад " В міліамперах".
Позначення одиниці фізичної величини, спільне для всіх даних в рядку, потрібно вказувати після її найменування.
Числові значення величини однієї графи повинні мати, як правило, однакову кількість десяткових знаків.
Якщо цифрові або інші дані в якому-небудь рядку не подають, то в ньому ставлять прочерк (тире).
При переносі таблиці на другий лист головку таблиці повторюють і над нею пишуть “Продовження”. Якщо в документі більше однієї таблиці, то після слова “Продовження” вказують її порядковий номер, наприклад: “Продовження таблиці 2.3”.
Всі виготовлені листки текстового документа складають по порядку, вкладають після списку використаних джерел відомості специфікації, а потім переплітають.
На теці, в яку вкладають текстовий документ наклеюють етикетку розміром 160х100 мм, на якій пишуть назву документа, його позначення, учбову групу прізвище, ім’я та по батькові особи, що розробила документ, і рік виконання документа, шифр спеціальності. Напис виконують чорним кольором.
Позначення креслень деталей і специфікацій до складальних креслень складається з 13 знаків; в позначенні інших конструкторських документів додатково проставляють шифр документа, наприклад: СК – складальне креслення; ПЗ – пояснювальна записка.
1 - двозначний код профілюючого у проекті предмета. Якщо код предмету позначається однією цифрою, то перед ним пишеться 0 (нуль);
2 – абревіатура з назви проекту (КП);
3 - номер завдання на проект, наприклад: 008 – завдання №8; 024 – завдання № 24; 106 – завдання № 106;
4 – позиційний (порядковий) номер складальної одиниці;
5 – позиційний (порядковий) номер деталей, які не входять до складальних одиниц;
6 – шифр документа.
Коди спецдисциплін, за якими виконуються курсові та дипломні проекти.
СПЕЦІАЛЬНІСТЬ 5.090239 (М; МС ).
Деталі машин.………………………………………….13
СПЕЦІАЛЬНІСТЬ 5.090240 ( РС ).
Технічна механіка……………………………………...4
04КП.022000.000СК – складальне креслення до курсового проекту з технічної механіки (спец.–5.090240), завдання №22.
13КП.015000.000ПЗ – пояснювальна записка до дипломного проекту з деталей машин (спец.–5.090239), завдання №15.
04КП.015002.000СК - складальне креслення другої (за порядок. №) складальної одиниці, яка входить до складального виробу з позначенням 04КП.015000.000
13КП.015002.003 – деталь (поз. 3), яка входить до складу другої (за порядок. №) складальної одиниці вищезгаданого проекту.
13КП.015000.002 – деталь, яка входить не до складальної одиниці, а безпосередньо до складального виробу.
Титульний лист – це перший лист текстового документа. Титульний лист виконується на листах формату А4 по формі, що приводиться в додатку.
В текстових документах великого об’єму (більше десяти листів) розміщують зміст. Розміщують його на початку документа після технічного завдання. Сам зміст включають в загальну кількість сторінок документа. Титульний лист теж входить в кількість листів. Технічне завдання, що розміщується після титульного листа, в загальну кількість листів не включається. На першому листі змісту документа виконують основний надпис, як для першого листа.
В список літератури включають всі використані джерела. Розташовують їх в порядку посилання в тексті документа. Всі джерела нумеруються арабськими цифрами, нумерація наскрізна.
Опис джерела повинен мати прізвища та ініціали авторів, назву книги, відомості про повторність видання, місце видання, видавництво і рік видання, кількість сторінок.
Прізвища автора треба вказувати в називному відмінку. Якщо книга написана двома або трьома авторами, то їх прізвища з ініціалами вказують в тій послідовності, в якій вони приведені в книзі; перед прізвищем наступного автора ставлять кому. При наявності чотирьох і більше авторів твір описують по заголовку. Допускається вказувати прізвище і ініціали перших трьох авторів і слова “і інші”
Заголовок книги потрібно вказувати в тому вигляді, в якому він вказаний на титульному листі. Місто (місце видання необхідно приводити повністю в називному відмінку, скорочуючи назви тільки міста – Москва (М).
Назву видавництва пишуть в називному відмінку, рік видання – цифрами без слова “рік”. Слово “сторінка” при написанні кількості сторінок, записують в скороченому вигляді (с)
Приклад:
Картошов В.П. Технологічне проектування автотранспортних підприємств. – М.: Транспорт, 1977 – 160 с.
Міністерство освіти і науки України
Житомирський автомобільний-дорожній коледж
До захисту допущений завідуючий дорожним відділенням В. Ф. Мойсеєнко
19.02.95
Проект
організації будівництва автомобільної дороги
Денеши – Буки
Пояснювальна записка до дипломного проекту
22ДП.008000.000ПЗ
Керівник
Я. В. Радченко
04.02.95
Консультант з економічного розділу
В. М. Приходько
03.02.95
Розробив
П.П. Петренко
01.02.95
2004
2 Технологічний розділ
2.1 Зведення різномарочного рухомого складу до однієї марки
В вихідних данних до технологічного розрахунку автотранспортного підприємства (АТП) може бути заданий різноманітний рухомий склад; це ускладнює................................................................................................................
…………………………………………………………………………………………………..................................................................................................................
…………………………………………………………………………………………………..................................................................................................................
…………………………………………………………………………………………………..................................................................................................................
2.2 Розрахунок загального річного пробігу
2.2.1 Визначення періодичності пробігу до першого технічного обслуговування
2.2.1.1 Визначення скоректованої періодичності пробігу до першого технічного обслуговування (ТО-1)
L’1 = LiнK1 = 4000∙0.8 = 3200 км, (2.6)
де Liн = 4000 км – нормативна періодичність ТО-1 [5,с.7];
К1=0,8 – коефіцієнт враховуючий категорію умов експлуатації [6,с.15].
2.2.1.2 Визначення кратності пробігу до ТО-1 до середньодобового пробігу
(2.7)
7
3,5 6
10
3,5 6
5
5
7 5
Решта 3-5 мм
3,5
5
5
10
5
15-17
не меньше 10 не меньше 8 3,6 16 8 16 8 2,5 5 7 10
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
10
10
5
5
5
5
5
5
100
160
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Житомирський автомобільно-дорожній коледж
КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
13КП.006000.000
ГРУПА 3Мс -615
Ковальчука Юрія Петровича
5.090239
2004
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ уКРАЇНИ
Житомирський автомобільно-дорожній коледж
ДИПЛОМНИЙ ПРОЕКТ
19ДП.006000.000
Ковальчука Петра Петровича
5.092118
2004
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист