Автор: Михайлова Людмила Николаевна
Должность: преподаватель
Учебное заведение: ГПОУ ТО
Населённый пункт: г.Ефремов, Тульская область
Наименование материала: Методическое пособие
Тема: Методическое пособие по выполнению курсового проекта
Раздел: среднее профессиональное
1
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ПРОФЕССИОНАЛЬНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ
УЧРЕЖДЕНИЕ ТУЛЬСКОЙ ОБЛАСТИ
«ЕФРЕМОВСКИЙ ХИМИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ТЕХНИКУМ»
Детали машин
УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКОЕ ПОСОБИЕ
по выполнению курсового проекта для обучающихся очно-заочно и заочной
форм обучения специальности 15.02.01 Монтаж и техническая эксплуатация
промышленного оборудования (по отраслям)
Ефремов 2019
Детали машин: учебно-методическое пособие по выполнению курсового
проекта для обучающихся очно-заочно и заочной форм обучения
специальности 15.02.01 Монтаж и техническая эксплуатация промышленного
оборудования (по отраслям).
Учебно-методическое пособие разработано на основании примерной
программы по дисциплине «Детали машин» для специальностей среднего
профессионального образования, также требований ФГОС среднего
профессионального образования, утвержденных Министерством образовании
и науки Российской Федерации в 2014 году.
Учебно-методическое пособие содержит краткое содержание, требования к
выполнению, оформлению и пример расчета курсового проекта по
дисциплине «Детали машин», список рекомендованной и дополнительной
литературы.
При разработке учебно-методического пособия использованы материалы
кафедры инженерных наук и технологий Санкт-Петербургского
государственного инженерно-экономического университета, Новосибирского
государственного технического университета и др. литература.
Рассмотрено на заседании цикловой комиссии механических и
теплотехнических дисциплин 25.08.2019, протокол № 1.
Разработал : преподаватель спецдисциплин ГПОУ ТО « ЕХ-ТТ»
Л.Н.Михайлова
СОДЕРЖАНИЕ
1.
Общие указания……………………………………………………….. 4
1.1.Цель и задачи курсового проекта………………………………… 4
1.2.Содержание и объем курсового проекта…………………………. 4
1.2.1.Пояснительная записка…………………………………………... 4
1.2.2.Графическая часть работы………………………………………. 5
1.3.Выбор задания для курсового проекта …………………………… 6
1.4.Пример выполнения расчетной части проекта…………………… 7
Раздел 2.Расченая часть.
2.1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет…………. .. …7
2.2.Расчет клиноременной передачи…………………......................... 8
2.3.Расчет зубчатых колес редуктора………………………………… 11
2.4.Предварительный расчет валов редуктора и выбор
подшипников……………………………………………………...16
2.5.Конструктивные размеры корпуса редуктора………………… 17
2.6.Первый этап компоновки редуктора…………………………… 19
2.7.Проверка долговечности подшипника…………………………. 20
2.8.Проверка прочности шпоночных соединений………………….24
2.9.Уточненный расчет валов……………………………………….. 25
Заключение………………………………………………………..31
1.5.Требования к оформлению курсового проекта……………….. 32
1.5.1.Требования к оформлению графической части проекта…….32
1.5.2.Требования к оформлению пояснительной записки…………35
1.6. Рекомендуемая литература…………………………………… 36
1. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ.
1.1. Цель и задачи курсового проекта.
Цель курсового проекта – приобретение обучающимися навыков
практического применения знаний, развитие умения пользоваться справочной
литературой и стандартами, ознакомление с основными правилами и
приемами проектирования механизмов и машин.
Тема курсового проекта – проектирование элементов машиностроительного
изделия – редуктора, включает выбор электродвигателя, расчет передаточного
механизма, соединений, выбор деталей и сборочных единиц,
обеспечивающих работу передачи.
1.2. Содержание и объем курсового проекта.
Курсовой проект оформляют в виде одной брошюры, которая содержит
пояснительную записку и графическую часть в виде чертежей.
1.2.1. Пояснительная записка .
Пояснительная записка выполняется на листах бумаги формата А4 и должна
отражать суть выполняемой работы.
Она должна содержать:
- Титульный лист;
- Задание на курсовой проект;
- Содержание;
- Введение;
- Раздел1.Общая часть.
1.1.Область применения привода с одноступенчатым цилиндрическим
косозубым редуктором и клиноременной передачей.
1.2.Назначение и описание устройства и работы привода с одноступенчатым
цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной передачей.
- Раздел 2.Расчетная часть:
- выбор электродвигателя и кинематический расчет;
- расчет клиноременной передачи;
- расчёт зубчатых колёс редуктора;
- предварительный расчёт вала и выбор подшипников;
- конструктивные размеры корпуса редуктора;
- первый этап компоновки редуктора;
- проверка долговечности подшипника;
- проверка прочности шпоночных соединений;
- уточненный расчет валов.
- Заключение.
- Литература.
1.2.2. Графическая часть работы .
Графическая часть работы должна содержать:
Сборочный чертёж редуктора, формат А1.
Чертёж двух деталей по заданию руководителя на формате А3.
1.3. Выбор задания для курсового проекта.
Привод – устройство, состоящее из источника энергии и передаточного
механизма (редуктор), которое служит для приведения в действие
исполнительного механизма.
Муфты предназначены для соединения вращающихся валов и передачи
крутящего момента. В качестве передаточного механизма рассматривается
зубчатый редуктор.
Редуктор – зубчатая передача, устанавливаемая в закрытом корпусе и служащая
для снижения частоты вращения и повышения вращающего момента. В
редукторах применены косозубые цилиндрические передачи, обладающие
большой несущей способностью и плавностью.
Схема привода и общий вид редуктора показан на рисунке 1. По числу зубчатых
передач редуктор может быть одноступенчатым, двухступенчатым,
трехступенчатым.
Исходными данными для проектирования являются:
мощность Р
3
на выходном валу;
частота вращения n
3
выходного вала.
Таблица задания по вариантам.
№варианта
Р
3
n
3
№варианта
Р
3
n
3
1
4,6
220
13
4,6
150
2
1,9
130
14
2,4
120
3
3,4
140
15
3,5
80
4
4,4
50
16
4,7
30
5
6,4
45
17
6,0
100
6
2,3
100
18
2,7
260
7
3,3
25
19
3,5
150
8
2,8
150
20
2,6
150
9
8,0
120
21
6,3
40
10
3,2
100
22
5,6
140
11
6,5
80
23
6,0
80
12
1,8
25
24
1,9
52
1.4.Пример выполнения расчетной части проекта.
РАЗДЕЛ 2. Расчётная часть.
2.1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
По таблице 1.1( 1.с.7) коэффициент полезного действия пары
цилиндрических зубчатых колёс
η
1
=¿
0,98; коэффициент, учитывающий
потери пары подшипников качения,
η
2
=
0,99 ;
КПД клиноременной передачи
η
3
=
0,95.
Общий КПД привода:
η
=
η
1
∗
η
2
2
∗
η
3
=
0,98
∗
0,99
2
∗
0,95
=
0,91
Требуемая мощность электродвигателя:
Р
ТР
=
Р
3
η
=
3,7
0,91
=
4,06кВт
, где
Угловая скорость ведомого вала:
ω
3
=
η
3
∗
π
30
=
110
∗
3,14
30
=
11,5
рад/с
Частота вращения:
n
3
=
30
∗
ω
3
π
=
30
∗
11,5
3,14
=
110 об
/
мин
По таблице П1 ( 1. с. 390)
Р
ТР
=
4,06 кВт ,
выбираем электродвигатель
трёхфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый,
обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160М6УЗ с
параметрами
Р
ДВ
=
5,5кВт и скольжением 3,3 .
Номинальная частота вращения
n
ДВ
=
1000
−
33
=
967 об
/
мин
, угловая скорость:
ω
ДВ
=
π
∗
n
ДВ
30
=
3,14
∗
967
30
=
101,2 рад
/
с
Передаточное число:
i
=
ω
ДВ
ω
3
=
101,2
11,5
=
8,8
Намечаем для редуктора u = 5
i
p
=
8,8
5
=
1,76
Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:
ω
1
=
ω
3
∗
u
=
11,5
∗
5
=
57,5
рад/с
n
1
=
n
3
∗
u
=
110
∗
5
=
550 об
/
мин
Вал А
n
дв
= 967 об/мин
дв
= 101,2 рад/с
Вал В
1
= 57,5рад/с
Вал C
n
2
= n
3
= 110 об/мин
2
=
3
= 11,5 рад/с
2.2.Расчёт клиноременной передачи.
Исходные данные для расчёта: передаваемая мощность
Р
ТР
=
4,06 кВт;
частота вращения ведущего шкива
n
ДВ
=
967 об
/
мин ;
передаточное
отношение
i
P
=
1,76 ;
скольжение ремня
ε
=
0,015
.
1.
По номограмме на рис. 7.3 в зависимости от частоты вращения
меньшего шкива
n
1
=
n
ДВ
=
967 об
/
мин
и передаваемой мощности
Р
=
Р
ТР
=
4,06 кВт
принимаем сечение клинового ремня Б.
2.
Вращающий момент:
Т
=
Р
ω
ДВ
=
4,06
∗
10
3
101,2
=
40 Н
∗
М
=
40
∗
10
3
Н
∗
мм
, где Р=4,06*
10
3
кВт
.
3.
Диаметр меньшего шкива по формуле:
d
1
≈
(
3 ÷ 4
)
3
√
T
=
(
3 ÷4
)
3
√
40
∗
10
3
≈102,6 ÷136,8 мм .
Так как диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм,
принимаем
d
1
=
150 мм .
4.
Диаметр большего шкива:
d
2
=
i
p
∗
d
1
(
1
−
ε
)
=
1,76
∗
150
(
1
−
0,015
)
=
260,04 мм
.
Принимаем
d
2
=
260 мм .
5.
Уточняем передаточное отношение:
i
p
=
d
2
d
1
(
1
−
ε
)
=
260
150
(
1
−
0,015
)
=
1,76
При этом угловая скорость вала В будет:
ω
В
=
ω
ДВ
i
p
=
101,2
1,76
=
57,5 рад
/
с
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов
d
1
=
150 мм и
d
2
=
260 мм
.
6.
Межосевое расстояние
а
р
следует принять в интервале:
а
min
=
0,55
(
d
1
+
d
2
)
+
T
0
=
0,55
(
150
+
260
)
+
10,5
=
236 мм
а
max
=
d
1
+
d
2
=
150
+
260
=
410 мм ,
где
T
0
=
13,5
(высота сечения ремня по таблице 7.7)
Принимаем предварительно близкое значение
а
р
=
500 мм
7) Расчётная длина ремня по формуле:
L
=
2 a
p
+
0,5 π
(
d
1
+
d
2
)
+
(
d
2
−
d
1
)
2
4 a
p
=2*500+0,5*3,14(150+260)+
(
260
−
150
)
2
4
∗
500
=
=1650 мм
Ближайшее значение по стандарту (см. таблицу 7.7) L=1700мм
8) Уточнённое значение межосевого расстояния
а
р
с учётом стандартной
длины ремня L:
а
р
=
0,25
[
(
L
−
w
)
+
√
(
L
−
w
)
2
−
2 y
]
где
w=0,5
π
(
d
1
+
d
2
¿
=0,5*3,14(150+260)=640 мм
y=
(
d
2
−
d
1
)
2
=(
260
−
150
)
2
=
1,21
∗
10
4
a
p
=
0,25
[
(
1700
−
640
)
+
√
(
1700
−
640
)
2
−
2
∗
1,21
∗
10
4
]
=527 мм
Прим монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения
межосевого расстояния на 0,01L=0.01*1700=17 мм для облегчения надевания
ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025*1700=42,5
мм для увеличения натяжения ремней.
9) Угол обхвата меньшего шкива по формуле:
α
1
=
180
0
−
57
d
2
−
d
1
a
p
=
180
0
−
57
260
−
150
577
=
169
0
10) Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации
передачи, по таблице 7.10
Для привода к ленточному конвейеру при односменной работе
C
P
=
1
11) Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по таблице 7.9
Для ремня сечения В при длине L=1700 мм коэффициент
C
L
=
0,95
12) Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата при
α
1
=
169
0
коэффициент
C
α
=
1
13) Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче предполагая, что
Число ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент
C
z
=
0,9
14) Число ремней в передаче по формуле:
z
=
PC
P
P
0
C
L
C
α
C
z
, где
P
0
– мощность, передаваемая одним клиновым ремнём, кВт; для ремня
сечения Б при длине L=1700, работе на шкиве
d
1
=
150 мм
и i
≥
3 мощность
Р
0
=
3,21 кВт
z
=
4,06
∗
1
3,21
∗
0,86
∗
1
∗
0,9
=
1,63
Принимаем z=2.
15) Натяжение ветки клинового ремня по формуле:
F
0
=
850 PC
P
C
L
zν C
a
+
θ ν
2
, где скорость
ν
=
0,5ω
ДВ
d
1
=
0,5
∗
101,2
∗
150
∗
10
−
3
=
7,59 м
/
с
θ
−¿
коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня
сечения В коэффициент:
θ
=
0,18
Н
∗
с
2
м
2
Тогда
F
0
=
850
∗
4,06
∗
1
∗
0,95
2
∗
7,59
∗
1
=
216 H
16) Давление на валы по формуле:
α
1
2
=¿
2
∗
216
∗
2 sin 85
0
30
'
=
860 H
F
в
=
2 F
0
z sin
¿
17) Ширина шкивов
В
ш
:
В
ш
=
(
z
−
1
)
e
+
2 f
=
(
2
−
1
)
19
+
2
∗
12,5
=
44 мм
2.3.Расчёт зубчатых колёс редуктора
Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для
колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 200.
Допускаемое контактное напряжение для косозубых колёс из указанных
материалов
[
σ
Н
]
=
410 МПа
.
Примем такой же, как ранее, коэффициент ширины венца
ψ
ba
=
0,4
Коэффициент
К
НВ
,
учитывающий неравномерность, распределения
нагрузки по ширине венца, примем по таблице 3.1;
К
НВ
=
1,25
Мощность на валу барабана
Р
3
=
Р
2
=
3,7 кВт
Находим вращающий момент на этом валу:
Т
2
=
Р
2
ω
2
=
3,7
∗
10
3
11,5
=
321 Н
∗
м
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных
поверхностей зубьев по формуле:
a
w
=
K
a
(
u
+
1
)
3
√
T
2
K
HB
[
σ
H
]
2
u
2
ψ
ba
=
43
(
5
+
1
)
3
√
321
∗
10
3
∗
1,25
410
2
∗
5
2
∗
0,4
=
160 мм
,
Где
K
a
=
43
−¿
для косозубых колёс; u=5 – принято ранее для
рассматриваемого редуктора.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66
a
w
=
160 мм
.
Нормальный модуль:
m
n
=
(
0,01÷ 0,002
)
a
w
=
(
0,01 ÷0,02
)
160
=
1,6÷ 3,2 мм
Принимаем по ГОСТ 9563 – 60
m
n
=
3 мм
Примем предварительно угол наклона зубьев
β
=
10
0
Число зубьев шестерни:
z
1
=
2 a
w
cos β
(
u
+
1
)
m
n
=
2
∗
160
∗
0,98
(
5
+
1
)
∗
3
=
17,42
;
Принимаем
z
1
=
17.Тогда z
2
=
z
1
u
=
17
∗
5
=
85
Уточняем значение угла наклона зубьев:
cos β
=
(
z
1
+
z
2
)
m
n
2 a
w
=
(
17
+
85
)
∗
3
2
∗
160
=
0,9562
Угол
β
=
17
0
С .
Основные размеры шестерни и колеса.
Диаметры делительные:
d
1
=
m
n
cos β
z
1
=
3
0,956
∗
17
=
53,3 мм
d
2
=
m
n
cos β
z
2
=
3
0,956
∗
85
=
266,7 мм
Проверка:
a
w
=
d
1
+
d
2
2
=
53,3
+
266,7
2
=
160 мм
Диаметры вершин зубьев:
d
a1
=
d
1
+
2 m
n
=
53,3
+
2
∗
3
=
59,3 мм
d
a2
=
d
2
+
2 m
n
=
266,7
+
2
∗
3
=
272,7 мм
Ширина колеса
b
2
=
ψ
ba
a
w
=
0,4
∗
160
=
64 мм ;
ширина шестерни
b
1
=
b
2
+
5
=
64
+
5
=
69 мм
.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ψ
bd
=
b
1
d
1
=
69
53,3
=
1,29
Окружная скорость:
υ
=
ω
1
d
1
2
=
57,5
∗
53,3
2
∗
10
3
=
1,53 м
/
с
Степень точности передачи: для косозубых колёс при скорости до 10 м/с
следует принять 8-ую степень точности.
Коэффициент нагрузки:
K
H
=
K
HB
K
Hα
K
Hυ
По таблице 3.5 при
ψ
bd
=
1,4,
твёрдости НВ<350 и несимметричном
расположении колёс коэффициент
K
HB
=
1,18
По таблице 3.4 при
υ
=
1,53
м
с
и 8
-ой степени точности коэффициент
K
Hα
=
1,09
По таблице 3.6 для косозубых колёс при скорости менее 5 м/с коэффициент
K
Hυ
=
1
Таким образом:
K
H
=
1,18
∗
1,09
∗
1
=
1,286
Проверяем контактные напряжения по формуле:
σ
H
=
270
a
w
√
T
2
K
H
(
u
+
1
)
3
b
2
u
2
=
270
160
√
321
∗
10
3
1,286
∗
6
3
64
∗
5
2
=
398 МПа
что менее
[
σ
H
]
=
410 МПа
. Условие прочности выполнено.
Силы, действующие в зацеплении:
Окружная:
F
t
=
2T
2
d
2
=
2
∗
321
∗
10
3
266,7
=
2407 H
Радиальная:
F
r
=
F
t
tan α
cos β
=
2407
tan 20
0
cos 17
0
=
2407
0,363
0,956
=
916 H
Осевая:
F
α
=
F
t
tan β
=
2407
∗
tan 17
0
=
2407
∗
0,305
=
736 H
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
σ
F
=
F
t
K
F
Y
F
Y
β
K
Fα
b m
n
≤
[
σ
H
]
Коэффициент нагрузки
K
F
=
K
Fβ
K
Fυ
По таблице 3.7 при
ψ
bd
=
1,4, твёрдости НВ
<
350 и
несимметричном
расположении зубчатых колёс относительно опор коэффициент
K
Fβ
=
1,38
По таблице 3.8 для косозубых колёс 8- ой степени точности и скорости до 3
м/с коэффициент
K
Fυ
=
1,25
Таким образом:
K
F
=
1,38
∗
1,25
=
1,725
Коэффициент, учитывающий форму зуба
Y
F
,зависит от эквивалентного
числа зубьев
z
υ
:
у шестерни:
z
υ 1
=
z
1
cos
3
β
=
17
0,956
3
≈ 19
у колеса:
z
υ 2
=
z
2
cos
3
β
=
85
0,956
3
≈ 97
Коэффициент
Y
F1
=
4,09и Y
F2
=
3,6
Определяем коэффициенты
Y
β
и K
Fα
:
Y
β
=
1
−
β
0
140
=
1
−
17
140
=
0,88
K
Fα
=
4
+
(
ε
α
−
1
)
(
n
−
5
)
4 ε
α
=
4
+
(
1,5
−
1
)
(
8
−
5
)
4
∗
1,5
=
0,92
где средние значения
коэффициента торцового перекрытия
ε
α
=
1,5; степеньточности n
=
8
.
Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:
[
σ
F
]
=
σ
0
F lim b
[
S
F
]
По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости
отнулевом цикле изгиба:
σ
0
F lim b
=
1,8 HB
Для шестерни
:
σ
0
F lim b
=
1,8
∗
230
=
415 МПа
Для колеса:
σ
0
F lim b
=
1,8
∗
200
=
360 МПа
Коэффициент безопасности
[
S
F
]
=
[
S
F
]
'
[
S
F
]
' '
По таблице 3.9
[
S
F
]
'
=
1,75
для стали 45 улучшенной; коэффициент
[
S
F
]
' '
=¿
1
для поковок и штамповок. Следовательно,
[
S
F
]
=
1,75
Допускаемые напряжения:
Для шестерни:
[
σ
F1
]
=
415
1,75
=
237 МПа
Для колеса:
[
σ
F2
]
=
360
1,75
=
206 МПа
Проверку на изгиб следует производить для того зубчатого колеса, для
которого отношение
[
σ
F
]
Y
F
меньше. Найдём эти отношения:
Для шестерни:
237
4,09
=
58 МПа
Для колеса:
206
3,6
=
57,5 МПа
Проверку на изгиб проводим для колеса:
σ
F 2
=
2407
∗
1,725
∗
3,6
∗
0,88
∗
0,92
69
∗
3
=
58 МПа≤ 206 МПа
Условие прочности выполнено.
2.4.Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников
Предварительный расчёт валов, как уже было указанно, проводят на
кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.
Ведущий вал:
Вращающий момент:
T
1
=
T
2
u
=
321
5
=
64 Н
∗
м
Допускаемое напряжение на кручение примем
[
τ
к
]
=
20 МПа
. Это невысокое
значение принято с учётом того, что ведущий вал испытывает изгиб от
натяжения клиноременной передачи.
Определим диаметр выходного конца вала:
d
в1
=
3
√
16 T
1
π
[
τ
к
]
=
3
√
16
∗
64
∗
10
3
3,14
∗
20
=
25,35 мм
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда
d
в1
=
26 мм
Диаметр вала под подшипниками принимаем
d
п1
=
30 мм
Ведомый вал:
Вращающий момент:
T
2
=
321 Н
∗
м
Допускаемое напряжение на кручение
[
τ
к
]
= 25 МПа
Определяем диаметр выходного конца вала:
d
в2
=
3
√
16 T
2
π
[
τ
к
]
=
3
√
16
∗
321
∗
10
3
3,14
∗
25
=
40,29 мм
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда
d
в2
=
42 мм
Диаметр вала под подшипниками принимаем
d
п2
=
45 мм
Примем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты
подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников
d
п1
=
30 мми d
п2
=
45 мм .
Условное обозначение
подшипника
d
D
B
Размеры, мм
306
309
30
45
71
100
19
25
Выведем конечные результаты:
Расчётный параметр, мм
Межосевое расстояние
a
w
160
Диаметры делительные:
d
1
d
2
53,3
266,7
Модуль нормальный
m
n
3
Ширина колёс:
b
2
b
1
64
69
Диаметры выходных концов вала:
d
в1
d
в2
26
42
Диаметры валов под подшипники:
d
п1
d
п2
30
45
2.5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
δ
= 0,025а
w
+ 1 = 0,025 * 160 + 1 = 5 мм,
принимаем
δ
= 8 мм;
δ
1
= 0,02а
w
+ 1 = 0,02 * 160 + 1 = 4,2 мм,
принимаем
δ
1
= 8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1,5
δ
= 1,5 * 8 = 12 мм; b
1
= 1,5
δ
1
= 1,5 * 8 = 12 мм,
нижнего пояса корпуса
р = 2,35
δ
= 2,35 * 8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм
Диаметр болтов: фундаментных d
1
= (0,03
÷
0,036)а
w
+12 = (0,03
÷
0;36)160
306
309
30
45
71
100
19
25
Выведем конечные результаты:
Расчётный параметр, мм
Межосевое расстояние
a
w
160
Диаметры делительные:
d
1
d
2
53,3
266,7
Модуль нормальный
m
n
3
Ширина колёс:
b
2
b
1
64
69
Диаметры выходных концов вала:
d
в1
d
в2
26
42
Диаметры валов под подшипники:
d
п1
d
п2
30
45
2.6.Первый этап компоновки редуктора
1. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой
корпуса:
А= 1,2
= 1,2*8 = 9,6 мм
2. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до
внутренней стенки корпуса: А =
= 8 мм
3. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника
ведущего вала и внутренней стенкой корпуса: А =
= 8 мм
В соответствии с рекомендациями выбираем радиальные
шарикоподшипники средней серии и схему их установки с одной
фиксирующей опорой. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в
месте посадки подшипников d
п1
= 30 мм и d
п2
= 45 мм. По таблице имеем:
Условное
обозначение
подшипника
Размеры, мм
Грузоподъемность, кН
d
D
B
C
C
О
306
30
72
19
28,1
14,6
309
45
100
25
52,7
30,0
Решаем вопрос о смазывании подшипников, Принимаем для подшипников
пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки
внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким
маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.
Их ширина определяет размер y = 8
÷
12 мм.
L
1
=
b
1
2
+
A
+
y
+
d
п1
2
=
69
2
+
9,6
+
10
+
30
2
=
69,1 мм
L
2
=
b
2
2
+
A
+
y
+
d
п2
2
=
64
2
+
9,6
+
10
+
45
2
=
74,1 мм
Измерением находим расстояния на ведущем валу
L
1
=
69 мм и на
ведомом
валу
L
2
=
74 мм
. Примем окончательно:
L
1
=
L
2
=
74 мм
Глубина гнезда подшипника
L
T
=
1,5B ;для подшипника 309
B=25 мм
L
T
=
1,5
∗
25
=
37,5 мм
; примем
L
T
=
37 мм
.
Толщину фланца
∆
крышки подшипника принимают примерно равной
диаметру
d
0
отверстия;
в этом фланце
∆
=
14 мм ;
Высоту головки болта
примем:
0,7 d
б
=
0,7
∗
12
=
8,4 мм
.
2.7.Проверка долговечности подшипника
Ведущий вал. Их предыдущих расчётов имеем:
F
t
=
2407 H ; F
r
=
916 H ; F
a
=
=736 H; из первого этапа компоновки
L
1
=
74 мм
.
Реакции опор:
В плоскости xz:
R
x 1
=
R
x 2
=
F
t
2
=
2407
2
=
1203,5 H
В плоскости yz:
R
y 1
=
1
2 L
1
(
F
t
L
1
+
F
a
d
1
2
)
=
1
2
∗
74
(
916
∗
74
+
736
∗
53,3
2
)
=
590 H
R
y 2
=
1
2 L
1
(
F
r
L
1
−
F
a
d
1
2
)
=
1
2
∗
74
(
916
∗
74
−
736
53,3
2
)
=
326 H
Проверка:
R
y 1
+
R
y 2
−
F
r
=
590
+
326
−
916
=
0
Суммарные реакции:
P
r 1
=
√
R
2
x 1
+
R
2
y 1
=
√
1203,5
2
+
590
2
=
1340 H
P
r 2
=
√
R
2
x 2
+
R
2
y 2
=
√
1203,5
2
+
326
2
=
1247 H
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем
радиальные шариковые подшипники 306; d = 30 мм; D = 72 мм; В = 19 мм;
С = 28,1 кН;
С
0
=
14,6 кН
.
Эквивалентная нагрузка по формуле:
P
Э
=
(
XV P
r 1
+
Y P
a
)
K
б
K
T
,
в которой радиальная нагрузка
P
r 1
=
1340 H ;
осевая нагрузка
P
a
=
F
a
=
736 H
;
V = 1; коэффициент безопасности для привода ленточных конвейеров
K
б
=
1; K
T
=
1.
Отношение
F
a
C
0
=
736
14600
=
0,05 ; этой величине соответствует е
=
0,34
Отношение
P
a
P
r1
=
736
1340
=
0,55
>
e ;
X = 0,45 и Y = 1,46
P
Э
=
(
0,45
∗
1
∗
1340
+
1,46
∗
736
)
≈ 1680 Н
Расчётная долговечность, млн.об:
L
=
(
C
P
Э
)
3
=
(
28,1
∗
10
3
16,8
∗
10
2
)
≈ 4680 млн. об
Расчётная долговечность, ч:
L
h
=
L
∗
10
6
60 n
=
4680
∗
10
6
60
∗
967
=
80
∗
10
3
ч
Что больше установленных ГОСТ 16162 – 85
Ведомый вал: несёт такие же нагрузки, как и ведущий
F
t
=
2407 H ; F
r
=
916 H ; F
a
=
736 H
Нагрузка на вал от клиноремённой передачи
F
в
=
860 Н
Составляющие этой нагрузки:
F
вх
=
F
ву
=
F
в
sin y
=
860sin 45
0
=
608 H
Из первого этапа компоновки
L
2
=
L
3
=
74 мм
Реакции опор:
В плоскости xz:
R
x 3
=
1
2 L
2
(
F
t
L
2
−
F
вх
L
3
)
=
1
2
∗
74
(
2407
∗
74
−
608
∗
74
)
=
900 H
R
x 4
=
1
2 L
2
(
F
t
L
2
+
F
вх
(
2 L
2
+
L
3
)
)
=
1
2
∗
74
(
2407
∗
74
+
608
(
3
∗
74
)
)
=
2115 H
Проверка:
R
x 3
+
R
x 4
−
(
F
t
+
F
в
)
=
900
+
2115
−
(
2407
+
608
)
=
0
В плоскости yz:
R
y 3
=
1
2 L
2
(
F
r
L
2
−
F
a
d
2
2
+
F
ву
L
3
)
=
1
2
∗
74
(
916
∗
74
−
736
266,7
2
+
608
∗
74
)
=
99 H
R
y 4
=
1
2 L
2
(
−
F
r
L
2
−
F
a
d
2
2
+
F
ву
(
2 L
2
+
L
3
)
)
=
1
2
∗
74
(
−
916
∗
74
−
736
266,7
2
+
608
∗
3
∗
74
)
=−
209 H
Проверка:
R
y 3
+
F
ву
−
(
F
r
+
R
y 4
)
=
99
+
608
−
(
916
−
209
)
=
0
Суммарные реакции:
R
r 3
=
√
R
x 3
2
+
R
y 3
2
=
√
900
2
+
99
2
=
905 H
R
r 4
=
√
R
x 4
2
+
R
y 4
2
=
√
2115
2
+
(
−
209
)
2
=
2125 H
Выбираем шариковые радиальные подшипники 309 средней серии: d = 45 мм;
D = 100 мм; B = 25 мм; С = 52,7 кН;
С
0
=
30 кН
Отношение
P
a
C
0
=
736
30000
=
0,024 ; этой величине соответвует
е
≈
0,21
Отношение
P
a
P
r4
=
736
2125
=
0,35
>
e ; X
=
0,56и Y
=
1,97
P
Э
=
P
r 4
K
T
V K
б
=
2125
∗
1
∗
1
∗
1,2
=
2550
Примем K
б
=
1,2
Расчётная долговечность, млн.об:
L
=
(
C
P
Э
)
3
=
(
52700
2550
)
3
≈ 8900 млн . об
Расчётная долговечность, ч:
L
h
=
L
∗
10
6
60 n
=
8900
∗
10
6
60
∗
110
=
1348
∗
10
3
ч
n = 110 об/мин – частота вращения ведомого вала.
2.8.Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами:
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности определяем по формуле:
σ
см
max
=
2T
d
(
h
−
t
1
)
(
l
−
b
)
≤
[
σ
см
]
Д о п у с к а е м о е
н а п р я ж е н и е
с м я т и я
п р и
с т а л ь н о й
с т у п и ц е
[
σ
см
]
=
100 ÷120 МПа ,при чугунной
[
σ
см
]
=
50÷ 70 МПа.
Ведущий вал: d = 30 мм; b*h = 10*8 мм;
t
1
=
5 мм ;
длина шпонки L = 70 мм;
Момент на ведущем валу
T
1
=
64
∗
10
3
Н
∗
мм
σ
см
=
2
∗
64
∗
10
3
30
(
8
−
5
) (
70
−
10
)
=
24 МПа
<
[
σ
см
]
Ведомый
вал. d = 45 мм; b*h = 14*9 мм;
t
1
=
5,5 мм ;д лина шпонки L
=
80
мм;
момент
T
3
=
321
∗
10
3
Н
∗
мм
σ
см
=
2
∗
321
∗
10
3
45
(
9
−
5,5
) (
80
−
16
)
=
63,6 МПа
<
[
σ
см
]
Условие
σ
см
<
[
σ
см
]
выполнено.
2.9.Уточнённый расчёт валов
Ведущий вал:
Материал – сталь 45, термическая обработка – улучшение
По таблице 3.3 при диаметре меньше 90 мм (
d
а1
=
59,3 мм
¿
среднее значение
σ
в
=
780 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
σ
−
1
≈0,43 σ
в
=
0,43
∗
780
=
335 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
τ
−
1
≈ 0,58σ
−
1
=
0,58
∗
335
=
193 МПа
Сечение А – А. Это сечение при передаче вращающего момента от
электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию
напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности:
s
=
s
τ
=
τ
−
1
k
τ
ε
τ
τ
v
+
ψ
τ
τ
m
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
τ
v
=
τ
m
=
τ
max
2
=
T
1
2 W
к нетто
При d = 30 мм; b = 10 мм;
t
1
=
5 мм
W
к нетто
=
π d
3
16
−
bt
1
(
d
−
t
1
)
2
2 d
=
3,14
∗
30
3
16
−
10
∗
5
(
30
−
5
)
2
2
∗
30
=
4,7
∗
10
3
мм
3
τ
v
=
τ
m
=
64
∗
10
3
2
∗
4,7
∗
10
3
=
6,8 МПа
Принимаем
k
τ
=
1,68 ; ε
τ
=
0,76и ψ
τ
=
0,1
s
=
s
τ
=
193
1,68
0,76
∗
6,8
+
0,1
∗
6,8
=
12,3
ГОСТ 16162 – 78 указывает на то. Чтобы конструкция редукторов
предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки,
приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для
одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть:
2,5
√
T
Б
при 25
∗
10
3
Н
∗
мм
<
Т
Б
<
250
∗
10
3
Н
∗
мм
Приняв у ведущего вала длину посадной части под муфту равной длине
полумуфты L = 80 мм, получим изгибающий момент в сечении А – А от
консольной нагрузки:
М
=
2,5
√
64
∗
10
3
∗
80
2
=
25,3
∗
10
3
Н
∗
мм
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s
σ
=
σ
−
1
k
σ
ε
σ
∗
σ
v
+
ψ
σ
σ
m
=
335
1,9
0,87
∗
9,7
=
15,8
здесь опущены промежуточные выкладки.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
s
=
s
σ
s
τ
√
s
σ
2
+
s
τ
2
=
15,8
∗
12,3
√
15,8
2
+
12,3
2
=
9,7
Примем коэффициент запаса
s
τ
=
12,3
Ведомый вал.
Материал вала - стали 45 нормализованная,
σ
в
=
570 МПа
Пределы выносливости:
σ
−
1
=
0,43
∗
570
=
246 МПа и τ
−
1
=
0,58
∗
246
=¿
= 142 МПа
Сечение А – А. Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация
напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки
k
σ
=
1,6 и k
τ
=
1,5 ;
масштабные факторы
ε
σ
=
0,79и ε
τ
=
0,66: коэффициенты ψ
σ
=
0,2и ψ
τ
=¿
=0,1; Крутящий момент
T
2
=
321
∗
10
3
Н
∗
мм
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
М
'
=
R
x 3
L
2
=
900
∗
74
=
66,6
∗
10
3
Н
∗
мм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
} = {R} rsub {x3} {L} rsub {2} + {F} rsub {a} {{d} rsub {2}} over {2} =99*74+736 {266,7} over {2} =105* {10} ^ {3} Н*м
M
¿
Суммарный изгибающий момент в сечении А – А:
М
А
−
А
=
√
(
66,6
∗
10
3
)
2
+
(
105
∗
10
3
)
2
=
124
∗
10
3
Н
∗
мм
Момент сопротивления кручению ( d = 45 мм; b = 14 мм;
t
1
=
5,5
)
W
к нетто
=
π d
3
16
−
bt
1
(
d
−
t
1
)
2
2 d
=
3,14
∗
45
3
16
−
14
∗
5,5
(
45
−
5,5
)
2
2
∗
45
=
16,6
∗
10
3
мм
3
Момент сопротивления изгиба:
W
нетто
=
π d
3
32
−
b t
1
(
d
−
t
1
)
2
2 d
=
3,14
∗
45
3
32
−
14
∗
5,5
(
45
−
5,5
)
2
2
∗
45
=
7,6
∗
10
3
мм
3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
τ
v
=
τ
m
=
T
2
2 W
к нетто
=
321
∗
10
3
2
∗
16,6
∗
10
3
=
9,7 МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
σ
v
=
М
А
−
А
W
нетто
=
124
∗
10
3
7,6
∗
10
3
=
16,3 МПа ;среднее значение σ
m
=
0
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s
σ
=
σ
−
1
k
σ
ε
σ
σ
v
+
ψ
σ
σ
m
=
246
1,6
0,79
∗
7,6
=
16
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
s
τ
=
τ
−
1
k
τ
ε
τ
τ
v
+
ψ
τ
∗
τ
m
=
142
1,5
0,66
9,7
+
0,1
∗
9,7
=
6,2
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А:
s
=
s
σ
s
τ
√
s
σ
2
+
s
τ
2
=
7,6
∗
6,2
√
7,6
2
+
6,2
2
=
4,8
Сечение К – К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника
с гарантированным натягом:
k
σ
ε
σ
=
3,4 и
k
τ
ε
τ
=
2,44 ;принимаем ψ
σ
=
0,2 иψ
τ
=
0,1
Изгибающий момент:
М
4
=
F
в
L
3
=
860
∗
74
=
64
∗
10
3
Н
∗
мм
Осевой момент сопротивления:
W
=
π d
3
32
=
3,14
∗
45
3
32
=
8,9
∗
10
3
мм
3
Амплитуда нормальных напряжений :
σ
v
=
σ
max
=
M
4
W
=
64
∗
10
3
8,9
∗
10
3
=
7,2 МПа; σ
m
=
0
Полярный момент сопротивления:
W
p
=
2 W
=
2
∗
8,9
∗
10
3
=
17,8
∗
10
3
мм
3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
τ
v
=
τ
m
=
τ
max
2
=
T
2
2 W
p
=
321
∗
10
3
2
∗
17,8
∗
10
3
=
9 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s
σ
=
σ
−
1
k
σ
ε
σ
σ
v
=
246
2,6
∗
7,2
=
13,1
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
s
τ
=
τ
−
1
k
τ
ε
τ
τ
v
+
ψ
τ
τ
m
=
142
1,96
∗
9
+
0,1
∗
9
=
7,6
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К – К:
s
=
s
σ
s
τ
√
s
σ
2
+
s
τ
2
=
13,1
∗
7,6
√
13,1
2
+
7,6
2
=
6,5
Сечение Л – Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от 45 мм к
42 мм; при
D
d
=
45
42
=
1и
r
d
=
2,5
42
=
0,06 коэффициенты концентрации
напряжений
k
σ
=
1,51и k
τ
=
1,16. Масштабные факторы ε
σ
=
0,81и ε
τ
=
0,7
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К – К.
Осевой момент сопротивления сечения:
W
=
π
∗
42
3
32
=
3,14
∗
42
3
32
=
7,3
∗
10
3
мм
3
Амплитуда нормальных напряжений:
σ
v
=
64
∗
10
3
7,3
∗
10
3
=
8,8 МПа
Полярный момент сопротивлений:
W
p
=
2
∗
7,3
∗
10
3
=
14,6
∗
10
3
мм
3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
τ
v
=
τ
m
=
321
∗
10
3
2
∗
14,6
∗
10
3
=
11 МПа
Коэффициенты запаса прочности:
s
σ
=
246
1,51
0,81
∗
8,8
=
15
s
τ
=
142
1,16
0,7
∗
11
+
0,1
∗
11
=
7,3
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л – Л:
s
=
15
∗
7,3
√
15
2
+
7,3
2
=
6,6
Сечение Б – Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной
канавки
k
σ
=
1,6 и k
τ
=
1,5 ; ε
σ
=
0,81и ε
τ
=
0,7
Изгибающий момент ( положим
x
1
=
60 мм
¿
М
Б
−
Б
=
F
в
x
1
=
860
∗
60
=
51,6
∗
10
3
Н
∗
мм
Момент сопротивления сечения нетто при b = 12 мм и
t
1
=
6 мм
W
нетто
=
3,14
∗
42
3
32
−
12
∗
5
(
42
−
5
)
2
2
∗
42
=
6,3
∗
10
3
мм
3
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
σ
v
=
M
Б
−
Б
W
нетто
=
51,6
∗
10
3
6,3
∗
10
3
=
8,2МПа
Момент сопротивления кручению сечения нетто:
W
к нетто
=
3,14
∗
42
3
16
−
12
∗
5
(
42
−
5
)
2
2
∗
42
=
13,6
∗
10
3
мм
3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
τ
v
=
τ
m
=
321
∗
10
3
2
∗
13,6
∗
10
3
=
11,8 МПа
Коэффициенты запаса прочности:
s
σ
=
246
1,6
0,81
∗
8,2
=
15,2
s
τ
=
142
1,5
0,7
∗
11,8
+
0,1
∗
11,8
=
5,4
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б – Б:
s
=
15,2
∗
5,4
√
15,2
2
+
5,4
2
=
5
Сведём результаты проверки в таблицу:
Сечение
А - А
К - К
Л - Л
Б - Б
Коэффициент
запаса s
4,8
6,5
6,6
5
Заключение.
Редуктор цилиндрический наиболее распространен благодаря своим
преимуществам, основными из которых являются небольшие габариты,
высокий КПД и долговечность. Они проявляются при точном
изготовлении механизмов за счет применения качественных материалов и
современных способов обработки деталей.
При выполнении курсового проекта мною были закреплены знания,
полученные за прошедший курс обучения в таких дисциплинах как,
механика, сопротивление материалов и материаловедение.
Целью данного курсового проекта является: расчёт привода с
одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и
клиноременной передачей.
В ходе расчёта проекта, мною была освоена методика выбора элементов
привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить
необходимый технический уровень, надёжность и долговечность службы
данного механизма.
1.5. ТРЕБОВАНИЯ К ОФОРМЛЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА.
1.5.1. Требования к оформлению графической части проекта.
Проектируемый
редуктор
является
сборочной
единицей.
Сборочная
единица
-
изделие,
составные
части
которого
подлежат
соединению
между собой на предприятии-изготовителе путем сборочных операций.
На любую сборочную единицу на этапе проектирования разрабатывается
сборочный чертеж.
Сборочный
чертеж
должен
давать
представление
о
расположении
и
взаимной связи соединяемых частей.
Графическая часть работы включает разработку сборочного чертежа узла
выходного вала редуктора. Чертеж выполняется на листе формата А3.
Узел
должен
включать
в
себя
вал
редуктора,
его
опоры
и
детали,
установленные на валу.
На листе помещают основную надпись, которую размещают в правом
нижнем
углу.
Основную
надпись
на
чертежах
учебного
проекта
выполняют по форме, показанной на рисунке 12.
Для
определения
состава
сборочной
единицы
на
отдельных
листах
формата А4 выполняется спецификация. Форма и порядок заполнения
спецификации
установлены
ГОСТ
2.108-68.
Размеры
спецификации
приведены на рисунке 13. Спецификация в общем случае состоит из
разделов: документация, сборочные единицы (если имеются), детали,
стандартные изделия.
Наименование каждого раздела указывается в виде заголовка в графе
«Наименование»
и
подчеркивается
тонкой
линией.
Ниже
каждого
заголовка оставляется одна свободная строка, выше - не менее одной
свободной строки. В раздел «Документация» вносят конструкторские
документы на сборочную единицу. В этот раздел в учебных чертежах
вписывают
«Сборочный
чертеж».
В
раздел
«Детали»
вносят
те
составные части сборочной единицы, которые непосредственно входят в
нее.
Составные
части
записывают
по
их
наименованию.
В
раздел
«Стандартные
изделия»
записывают
изделия
с
указанием
условного
обозначения и ГОСТа.
В
графе
«Наименование»
указывают
наименование
составной
части
сборочной единицы. Все наименования пишут в именительном падеже
единственного числа. Наименование деталей, как правило, однословное.
Если
же
оно
состоит
из
двух
слов,
то
вначале
пишут
имя
существительное,
например:
«Колесо
зубчатое»,
«Вал
ведомый».
Наименование стандартных изделий должно полностью соответствовать
их условным обозначениям, установленным стандартом. В графе «Кол -
во»
указывают
количество
составных
частей,
записываемых
в
спецификацию на одно изделие.
В графе «Обозначение изделия» запись осуществляется в соответствии
со следующим примером: КП.21012.000.000
КП - код учебного документа (курсовой проект);
21012 - код конструкторского документа (номер зачетной книжки).
000 - позиции под номера сборочных единиц;
000 - позиции под номера деталей (заполняются начиная с последней
позиции
в
соответствии
с
номером
позиции
детали
на
сборочном
чертеже).
На
сборочном
чертеже
ряд
деталей
можно
изображать
упрощенно,
например, подшипники качения.
На
сборочном
чертеже
можно
указать
техническую
характеристику.
Например,
можно
указать
передаточное
число,
скорость
тихоходного
вала, крутящий момент на этом валу и т.п. Техническую характеристику
размещают на свободном поле чертежа с самостоятельной нумерацией
пунктов
и
снабжают
заголовком
«Техническая
характеристика».
Заголовок не подчеркивают.
Пример оформления спецификации показан на рисунке 15.
Рисунок 12. Образец штампа чертежа
1.5.2. Требования к оформлению пояснительной записки.
Текст пояснительной записки курсового проекта должен быть подготовлен с
использованием компьютера в Word, распечатан на одной стороне белой
бумаги формата А4 (210 x 297 мм), шрифт 14 Times New Roman.
Текст
следует
приводить
в
требуемой
логической
последовательности,
сопровождая
пояснениями
и
ссылками
на
использованные
литературные
источники.
Условные буквенные обозначения должны соответствовать установленным
стандартам.
Расчеты в общем случае должны содержать:
-
эскиз или схему рассчитываемого изделия;
-
задачу расчета (с указанием, что требуется определить при расчете);
-
данные для расчета;
-
условия расчета;
-
расчет.
Эскиз или схему допускается вычерчивать в произвольном масштабе, обеспе-
чивающем четкое представление о рассчитываемом изделии.
Расшифровка
обозначений,
входящих
в
формулу
(если
они
используются в тексте впервые), должна выть приведена непосредственно
под формулой.
Все
расчеты
должны
производятся
в
единицах
СИ.
Достаточная
точность - сохранение трех значащих цифр, за исключением геометрических
размеров
межосевого
расстояния
и
диметров
колес,
где
рекомендуется
придерживаться точности до сотых долей мм.
Расчеты следует представлять в такой форме: сначала рассчитываемые
величины записываются в общем виде, затем выполняется подстановка всех
величин в том же порядке, в каком они располагаются в формуле, и затем
окончательный результат вычислений.
Сокращение слов в тексте пояснительной записки не допускается, за
исключением общепринятых, например: и т.д., и др.
Сведения о литературном источнике должны включать: фамилию и
инициалы автора, заглавие, место издания, издательство, год издания.
Все страницы пояснительной записки должны иметь сквозную нумерацию
(первой страницей считается титульный лист, на котором номер страниц не
ставится).
1.6. РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1.
ГОСТ 2.101-68 ЕСКД. Виды изделий.
2.
ГОСТ 2.102-68 ЕСКД. Виды и комплектность конструкторских документов.
3.
ГОСТ 2.103-68 ЕСКД. Стадии разработки.
4.
ГОСТ 2.108.68 ЕСКД. Спецификация.
5.
ГОСТ 2.118-73 ЕСКД. Техническое предложение.
6.
ГОСТ 2.119-73 ЕСКД. Эскизный проект.
7.
ГОСТ 2.120-73 ЕСКД. Технический проект.
8.
ГОСТ 8338-75 Подшипники шариковые радиальные однорядные.
9.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.:
Высшая школа, 2017 - 447 с.
10.Ерохин М.Н. и др. Детали машин и основы конструирования / Под ред. М.Н.
Ерохина. - М.: КолосС, 2016. - 462 с.
11.Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика: Учебник для втузов М.: Высш.
школа, 2018.
12.Мовнин М.С., Израелит А.Б., Рубашкин А. Г. Основы технической механики. -
СПб.: Политехника, 2017. - 286 с.
13.ИвановМ.Н.Деталимашин.-М.:Высш.шк.,2019.