Конспект лекций по деталям машин. Детали машин основные понятия и определения

«Детали машин и основы конструирования» – один из основных инженерных курсов, который преподается большинству студентов инженерно-технических специальностей.
В программе курса изучается устройство, принципы работы, а также методы конструирования деталей и узлов машин общего назначения: разъемных и неразъемных соединений, передач трением и зацеплением, валов и осей, подшипников скольжения и качения, различных муфт.
В начале курсе излагаются понятия и определения, используемые в машиностроении, критерии работоспособности деталей машин, основные машиностроительные материалы, нормирование точности изготовления деталей, рассматриваются различные варианты соединения деталей: резьбовые, сварные, заклепочные, шпоночные, шлицевые и т.д.
Подробно изучаются наиболее используемые механизмы в машиностроении - механические передачи, а именно зубчатые передачи (среди них планетарные, червячные, волновые), фрикционные, цепные, а также передачи «винт-гайка».
Рассматриваются их кинематические расчеты, расчеты на прочность и жесткость, методы рационального выбора материалов и способы соединения деталей, расчеты валов и осей, подшипников, муфт.
В конце курса на примере одного из редукторов обобщается методика конструирования привода: от расчетов его кинематических и энергосиловых параметров до определения размеров подшипников.

Формат

Курс включает в себя просмотр тематических видеолекций с несколькими вопросами для самопроверки; выполнение многовариантных тестовых заданий с автоматизированной проверкой результатов; объяснение примеров решения задач; лабораторные работы.

Информационные ресурсы

1. Учебник «Детали машин и основы конструирования» / С.М. Горбатюк, А.Н. Веремеевич, С.В. Албул, И.Г. Морозова, М.Г. Наумова - М.: Изд. Дом МИСиС, 2014 / ISBN 978-5-87623-754-5
2. Учебно-методическое пособие «Детали машин и оборудование. Проектирование приводов» / С.М. Горбатюк, С.В. Албул - М.: Изд. Дом МИСиС, 2013

Требования

Для полноценного освоения курса слушатель должен владеть базовыми знаниями из курсов математики, инженерной графики, теоретической механики, сопротивления материалов.

Программа курса

1. Основные понятия и определения. Критерии работоспособности деталей машин;
2. Машиностроительные материалы. Их классификация и область применения;
3. Допуски размеров. Посадки деталей. Отклонения формы и расположения поверхностей. Шероховатость поверхности;
4. Неразъемные соединения деталей: сварные, заклепочные, паяные, клеевые;
5. Разъемные соединения деталей: резьбовые, шпоночные, шлицевые, штифтовые, клеммовые;
6. Зубчатые передачи. Основная теорема зацепления. Геометрия зубьев. Методика расчета передач;
7. Многозвенные зубчатые передачи: планетарные, дифференциальные, волновые. Кинематика передач;
8. Червячные передачи. Геометрия и конструкция. КПД передачи и ее тепловой расчет;
9. Фрикционные передачи и вариаторы. Ременные передачи;
10. Валы и оси. Критерии работоспособности. Расчет на прочность. Уплотнения валов;
11. Подшипники. Классификация и конструкция. Расчет подшипников;
12. Муфты: неуправляемые, компенсирующие, предохранительные;
13. Методика конструирования. Пример конструирования редуктора.

Результаты обучения

После прохождения курса слушатели будут знать:
основные типы соединений деталей машин;
основные типы и характеристики механических передач;
основные типы и область применения подшипников качения и скольжения, муфт;
методы расчета и проектирования узлов и деталей машин общего назначения;
методы проектно-конструкторской работы.

Уметь:
составлять расчетные схемы нагружения узлов;
определять усилия, моменты, напряжения и перемещения, действующие на детали машин;
проектировать и конструировать типовые элементы машин, выполнять их оценку по прочности, жесткости и другим критериям работоспособности.

Владеть:
навыками выбора материалов и назначения их обработки;
навыками оформления проектной и конструкторской документации в соответствии с требованиями ЕСКД;
навыками эскизного, технического и рабочего проектирования узлов машин.

Формируемые компетенции

15.03.02 Технологические машины и оборудование

• способность использовать основы философских знаний для формирования мировоззренческой позиции (ОК-1);

• способность принимать участие в работах по расчету и проектированию деталей и узлов машиностроительных конструкций в соответствии с техническими заданиями и использованием стандартных средств автоматизации проектирования (ПК-5);

• способность разрабатывать рабочую проектную и техническую документацию, оформлять законченные проектно-конструкторские работы с проверкой соответствия разрабатываемых проектов и технической документации стандартам, техническим условиям и другим нормативным документам (ПК-6);

• способность создавать техническую документацию на конструкторские разработки в соответствии с существующими стандартами и другими нормативными документами (ППК-2);

• способность разрабатывать технологическую и производственную документацию с использованием современных инструментальных средств (ППК-9).

В.В. Коробков

Детали машин
и основы конструирования
(Курс лекций)

УДК 621.81

Правообладатели

Мультимедиа продукт «Детали машин и основы конструирования» © 2006, созданный Новосибирским высшим военным командным училищем (военным институтом), г. Новосибирск, защищен российским и международным законодательством в области авторских прав и интеллектуальной собственности.

Не допускается копировать с коммерческой целью настоящий мультимедийный продукт или какие-либо его части, продавать, сдавать в аренду или в прокат, перепроектировать, перекомпилировать, дизассемблировать, изменять, дополнять и модифицировать, а также создавать производные продукта без письменного согласия правообладателей.

Инструкция

1. 
   Для выбора отдельной лекции подвести курсор снизу к её цветному названию в Содержании (стр. 3) и, удерживая клавишу (при этом курсор примет форму руки с вытянутым указательным пальцем), нажать левую клавишу мыши.
2. 
   В конце каждой лекции, после списка контрольных вопросов, имеется значок <  >, нажатие на который аналогично предыдущему возвращает Вас на страницу « с одержание».
3. 
   Передвижение по тексту внутри лекции осуществляется обычным для редактора Word способом (скроллинг с правой стороны страницы; клавиши < Page Up > и < Page Down >; <  > и <  >).

^

Предисловие

Тема 1. Общие сведения о деталях машин

Лекция № 1. Общие сведения о деталях машин

Тема 2. Механические передачи

Лекция № 2. Ремённые передачи

Лекция № 5. Цилиндрические и конические зубчатые передачи

Лекция № 6. Червячные передачи

Тема 3. Валы и подшипники

Лекция № 9. Валы и оси

Лекция № 10. Подшипники скольжения

Лекция № 11. Подшипники качения

Лекция № 12. Неразъёмные соединения

Лекция № 13. Резьбовые соединения

Лекция № 14. Разъёмные соединения
для передачи крутящего момента

Лекция № 15. Корпусные детали,
смазочные и уплотняющие устройства

Тема 6. Муфты механических приводов

Лекция № 16. Механические муфты

Тема 7. Упругие элементы машин

Приложение 1. Основные понятия о допусках и посадках

Приложение 2. Система отверстия (Поля допусков)

Предисловие

Курс лекций нацелен на формирование базовых знаний, необходимых курсантам для успешного последующего изучения многоцелевых гусеничных и колесных машин, их конструкции и рабочих процессов, происходящих в них при обычных и экстремальных условиях. В свою очередь, Курс лекций базируется на знаниях, полученных курсантами при изучении естественнонаучных и общепрофессиональных дисциплин: высшей математики, физики, теоретической механики, теории механизмов и машин, инженерной графики, сопротивления материалов, материаловедения, а также общего устройства боевых машин и принципов работы основных систем, механизмов и узлов.

Учебное пособие имеет в основном военно-прикладную направленность. При изложении учебного материала даются ссылки на примеры применения изучаемых типовых изделий в многоцелевых гусеничных и колесных машинах, средствах технического обслуживания и паркового оборудования.

В лекциях изложена основная часть теоретического материала. Они отражают состояние вопроса в целом, содержат классификацию и обобщения, систематизирующие знания обучаемых, а также включают конкретные сведения и указания, направленные на решение практических задач. Расчётная часть максимально приспособлена к использованию современных вычислительных средств, табличные данные в основном заменены эмпирическими регрессионными формулами, имеющими высокую степень корреляции (как правило не ниже 0,9) и легко решаемыми с применением инженерных калькуляторов. Из выводов расчетных зависимостей исключены громоздкие математические преобразования, а расчетные схемы и формулы представлены в виде, удобном для вычислений. Основное внимание обращается на физический смысл и размерность входящих в зависимость величин, а также на выбор основных параметров и расчетных коэффициентов.


^

Тема 1. общие сведения о деталях машин

Лекция № 1. общие сведения о деталях машин

1. 
   
2. 
   Общие сведения о деталях машин. Требования к деталям машин.
3. 
   
4. 
   

Предмет и дисциплина «Детали машин».
^ Детали машин - прикладная научная дисциплина, изучающая общеинженерные методы проектирования (расчета и конструирования) элементов машин и механизмов. Изучение машин и их проектирование базируется на известных фундаментальных законах природы.

Курс « д етали машин и основы конструирования» является заверша-ющим в общеинженерной подготовке курсантов высших общевойсковых и танковых командных институтов.

Цель курса - создать теоретическую базу для последующего изучения конструкции многоцелевых гусеничных и колесных машин (МГКМ), их эксплуатации и ремонта с учетом критериев работоспособности, надежно-сти и технологичности.

Задача курса - изучение типовых конструкций элементов механизмов общепромышленного и военного применения, основных принципов их ра-боты и методов проектирования, включая расчет параметров и конструк-тивные особенности. В результате изучения дисциплины курсанты должны:

^ Иметь представление:

о принципах проектирования деталей и узлов боевых машин и авто-мобилей;

о влиянии материалов и технологичности конструкций на эффектив-ность и эксплуатационные качества БМП и БТР.

Знать:

характерные виды разрушения и основные критерии работоспособ-ности узлов и агрегатов БМП и БТР.

Уметь:

производить оценку работоспособности механизмов бронетанкового вооружения, выполнять расчеты при проектировании типовых деталей и узлов ВВТ;

оценивать достоинства и недостатки конструкции узлов и агрега-тов боевых машин;

конструировать узлы и агрегаты боевых машин.

Внимательный анализ состава самых различных машин (транспорт-ных, военных, сельскохозяйственных, технологических и т.п.) показывает, что все они включают значительное количество однотипных деталей узлов и механизмов. По этой причине курс деталей машин посвящен изучению наиболее общих элементов машин, способов их расчета и конструирования. Это, в свою очередь, обусловливает важность данного курса не только в свете прикладного применения, но также и с точки зрения развития техни-ческой культуры будущего офицера, поскольку техническая культура - это одна из многочисленных граней общечеловеческой культуры.

Объем курса составляет 180 часов; из них учебных занятий с преподавателем (аудиторных) 116 часов - лекций 32 часа, практических, лабораторных и самостоятельных занятий под руководством преподавателя 84 часа, включая 36 часов курсового проектирования.

Литература для изучения:

1. 
   Детали машин и подъемное оборудование: Учеб. пособие для выс-ших общевойсковых и танковых училищ /Мельников Г.И., Леоненок Ю.В. и др. - М.: Воениздат, 1980. - 376 с.
2. 
   Гузенков П.Г. Детали машин: Учеб. пособие для студентов втузов.- 3-е изд., перераб. и доп.- М.: Высш. школа, 1982.- 351 с.
3. 
   Куклин Н.Г. и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. – 5-е изд., перераб. и допол. – М.: Илекса, 1999.- 392 с.
4. 
   Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для вузов. - М.: Высшая школа, 1991. - 383 с.
5. 
   Соловьев В.И. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Методич. рекомендации / В.И. Соловьев, В.В. Коробков, Л.П. Соловьева, И.С. Кацман. изд. 2-е. - Новосибирск: НВОКУ, 1995. - 151 с.
6. 
   Соловьева Л.П., Соловьев В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учебно-справ. пособие. - Новосибирск: НВОКУ, 1994. - 56 с.
7. 
   Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

Общие сведения о деталях машин. Требования к
деталям машин.
Основные определения.

^ Машина (от латинского machina ) - механическое устройство, выполняющее движения с целью преобразования энергии, материалов или информации.

Основное назначение машин - частичная или полная замена производ-ственных функций человека с целью повышения производительности, облегчения человеческого труда или замены человека в недопустимых для него условиях работы.

В зависимости от выполняемых функций машины делятся на энерге-тические, рабочие (транспортные, технологические, транспортирующие), информационные (вычислительные, шифровальные, телеграфные и т.п.), машины-автоматы, сочетающие в себе функции нескольких видов машин, включая информационные.

Агрегат (от латинского aggrego - присоединяю)- укрупненный унифи-цированный элемент машины (например, в автомобиле: двигатель, топли-воподающий насос), обладающий полной взаимозаменяемостью и выполня-ющий определенные функции в процессе работы машины.

Механизм - искусственно созданная система материальных тел, предназначенная для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемое (необходимое) движение других тел.

Прибор - устройство, предназначенное для измерений, производ-ственного контроля, управления, регулирования и других функций, связан-ных с получением, преобразованием и передачей информации.

^ Сборочная единица (узел) - изделие или часть его (часть машины), составные части которого подлежат соединению между собой (собира-ются) на предприятии изготовителе (смежном предприятии). Сборочная единица имеет, как правило, определенное функциональное назначение.

Деталь - наименьшая неделимая (не разбираемая) часть машины, агрегата, механизма, прибора, узла.

Сборочные единицы (узлы) и детали делятся на узлы и детали общего и специального назначения.

Узлы и детали общего назначения применяются в большинстве совре-менных машин и приборов (крепежные детали: болты, винты, гайки, шай-бы; зубчатые колеса, подшипники качения и т.п.). Именно такие детали изу-чаются в курсе деталей машин.

К узлам и деталям специального назначения относятся такие узлы и детали, которые входят в состав одного или нескольких типов машин и при-боров (например, поршни и шатуны ДВС, лопатки турбин газотурбинных двигателей, траки гусениц тракторов, танков и БМП) и изучаются в соответ-ствующих специальных курсах (например, таких как "Теория и конструкция ДВС", "Конструкция и расчет гусеничных машин" и др.).

В зависимости от сложности изготовления детали, в свою очередь, делятся на простые и сложные. Простые детали для своего изготовления требуют небольшого числа уже известных и хорошо освоенных технологи-ческих операций и изготавливаются при массовом производстве на станках-автоматах (например, крепежные изделия - болты, винты, гайки, шайбы, шплинты; зубчатые колеса небольших размеров и т.п.). Сложные детали имеют чаще всего достаточно сложную конфигурацию, а при их изго-товлении применяются достаточно сложные технологические операции и используется значительный объем ручного труда, для выполнения которого в последние годы все чаще применяются роботы (например, при сборке-сварке кузовов легковых автомобилей).

По функциональному назначению узлы и детали делятся на:

1.Корпусные детали, предназначенные для размещения и фиксации подвижных деталей механизма, для их защиты от действия неблагоприят-ных факторов внешней среды, а также для крепления механизмов в составе машин и агрегатов. Часто, кроме того, корпусные детали используются для хранения эксплуатационного запаса смазочных материалов.

2. Соединительные для разъемного и неразъемного соединения (на-пример, муфты – устройства для соединения вращающихся валов; болты винты шпильки гайки – детали для разъемных соединений; заклепки – детали для неразъемного соединения).

3. Передаточные механизмы и детали, предназначенные для пере-дачи энергии и движения от источника (двигателя) к потребителю (испол-нительному механизму), выполняющему необходимую полезную работу.

В курсе деталей машин рассматриваются в основном передачи вращательного движения: фрикционные, зубчатые, ременные, цепные и т.п. Эти передачи содержат большое число деталей вращения: валы, шкивы, зубчатые колеса и т.п.

Иногда возникает необходимость передавать энергию и движение с преобразованием последнего. В этом случае используются кулачковые и рычажные механизмы.

4. Упругие элементы предназначены для ослабления ударов и вибра-ции или для накопления энергии с целью последующего совершения меха-нической работы (рессоры колесных машин, противооткатные устройства пушек, боевая пружина стрелкового оружия).

5. Инерционные детали и элементы предназначены для предотвра-щения или ослабления колебаний (в линейном или вращательном движе-ниях) за счет накопления и последующей отдачи кинетической энергии (ма-ховики, противовесы, маятники, бабы, шаботы).

6. Защитные детали и уплотнения предназначены для защиты внут-ренних полостей узлов и агрегатов от действия неблагоприятных факторов внешней среды и от вытекания смазочных материалов из этих полостей (пы-левики, сальники, крышки, рубашки и т.п.).

7. Детали и узлы регулирования и управления предназначены для воздействия на агрегаты и механизмы с целью изменения их режима работы или его поддержания на оптимальном уровне (тяги, рычаги, тросы и т.п.).

Основными требованиями, предъявляемыми к деталям машин, явля-ются требования работоспособности и надежности . К деталям, непосред-ственно контактирующим с человеком-оператором (ручки и рычаги управления, элементы кабин машины, приборные щитки и т.п.), кроме названных предъявляются требования эргономичности и эстетичности .

Работоспособность и надежность изделий.
Работоспособность - состояние изделия, при котором в данный момент времени его ос-новные параметры находятся в пределах, уста-новленных требованиями нормативно-технической документации и необходимых для выполнения его функциональной задачи .

Работоспособность количественно оценивается следующими показа-телями:

1 . Прочность - способность детали выдерживать заданные нагрузки в течение заданного срока без нарушения работоспособности.

2. Жесткость - способность детали выдерживать заданные нагрузки без изменения формы и размеров.

3. Износостойкость - способность детали сопротивляться изнаши-ванию.

4. Стойкость к специальным воздействиям - способность детали сохранять работоспособное состояние при проявлении специальных воз-действий (теплостойкость, вибростойкость, радиационная стойкость, кор-розионная стойкость и т.п.).

Неработоспособное состояние наступает вследствие отказа.

Отказ - событие, нарушающее работоспособность. Отказы делятся на постепенные и внезапные; полные и частичные; устранимые и неустра-нимые.

Надежность - свойство изделия выполнять заданные функции, сох-раняя свои показатели в пределах, установленных требованиями норма-тивно-технической документации, при соблюдении заданных условий ис-пользования, обслуживания, ремонта и транспортирования .

Свойство надежности количественно оценивается следующими пока-зателями: наработкой на отказ (среднее время работы изделия между двумя, соседними по времени отказами), коэффициентом готовности или коэффициентом технического использования (отношение времени работы изделия к сумме времен работы, обслуживания и ремонта в течение задан-ного срока эксплуатации), вероятностью безотказной работы и некото-рыми другими.

Проектирование и расчет типовых изделий.
Проектирование изделия – разработ-ка комплекта документации, необходимой для его изготовления, наладки и эксплуата-ции в заданных условиях и в течение заданного срока.

Такой комплект технической документации включает:

1. Комплект конструкторской документации (регламентируется комплексом стандартов ЕСКД).

2. Комплект технологической документации (регламентируется комплексом стандартов ЕСТД).

3. Комплект эксплуатационной документации (регламентируется комплексом стандартов ЕСКД). Последний включает формуляры, техни-ческие описания, инструкции по эксплуатации, инструкции по техничес-кому обслуживанию, плакаты, макеты и т.п.

4. Комплект ремонтной документации - ремонтные карты, ремонтно-технологические документы и т.п.

При проектировании решаются следующие основные задачи:

1. Обеспечение заданных параметров изделия для работы в заданных условиях.

2. Обеспечение минимальных затрат на производство заданного коли-чества изделий при сохранении заданных эксплуатационных параметров для каждого выпущенного изделия.

3. Сведение к минимуму эксплуатационных затрат при сохранении заданных эксплуатационных параметров изделия.

При решении каждой из основных задач приходится находить реше-ние целого ряда частных задач на разных этапах проектирования. При этом различные требования к изделию зачастую вступают в противоречие между собой. Искусство конструктора как раз и состоит в том, чтобы принять решение, максимизирующее положительный эффект от разрабатываемого изделия.

Процесс проектирования изделия состоит из многих этапов (состав-ление технического задания, расчет, конструирование, изготовление и испытание опытных образцов, разработка технологической документации, разработка эксплуатационной документации и т.п.), одними из главных среди которых являются расчет и конструирование.

В машиностроении основным является расчет деталей на прочность, который обычно выполняется в двух вариантах: 1) проектный расчет , и 2) проверочный расчет .

Целью проектного расчета является установление необходимых раз-меров узлов и деталей, соответствующих заданным нагрузкам и условиям работы. В этом случае расчет выполняется исходя из основного условия прочности:

p <[ p ] , (1.1)

где р - наиболее опасные напряжения (нормальные, изгибающие, касательные или контактные) из действующих в детали, а [р] - напряжения того же вида, допускаемые для материала, из которого планируется изготав-ливать деталь. Допускаемые напряжения для материала детали определяют как результат деления предельных для данного материала напряжений на выбранный (или заданный нормативной документацией) коэффициент запаса прочности:

, (1.2)

где под предельным напряжением p l в зависимости от условий работы детали понимается чаще всего либо предел прочности р в ( в или  в ), либо предел текучести р т (  т или  т ), либо предел выносливости р r (  r или  r ); в частном случае это может быть предел выносливости при симметричном цикле нагружения р -1 (  -1 или  -1 ). При этом допускаемый коэффициент запаса назначается либо нормативными документами (международные и государственные стандарты, ведомственные нормали и правила), либо из условия безотказной работы изделия в течение заданного нормативного срока его эксплуатации (указывается в техническом задании на разрабатываемое изделие).

Проверочный расчет в зависимости от поставленной задачи обычно выполняется в одном из двух вариантов: 1) определение предельно допустимых параметров (нагрузки, деформации, температуры нагрева и т.п.) в критической ситуации или 2) определение параметров, явившихся причиной разрушения детали, в процессе экспертизы аварий и катстроф. Проверочный расчет выполняется, исходя из условия

, (1.3)

где p – действующий параметр; p n – предельный параметр. Или же при проверочном расчете определяется действующий (фактический) коэффициент запаса по проверяемому параметру:

(1.4)

Для нормально работающей детали величина нормативного и фактического коэффициентов запаса обычно больше единицы, а фактический коэффициент запаса по величине больше нормативного.

В первой части лекции кратко очерчен круг вопросов, исследуемых прикладной научной дисциплиной «Детали машин», представлены объем, цели и задачи учебного курса « д

Во второй ее части определены основные элементы машин, изложены главные требования к ним и даны основные понятия и определения, касающиеся эксплуатационных качеств изделий (машин, механизмов и приборов).

Третья часть лекции раскрывает смысл и содержание понятия «проектирование». Здесь же представлены базовые положения расчета типовых изделий.

Материал настоящей лекции служит основой при изучении всех последующих разделов курса « д етали машин и основы конструирования».

Вопросы для самоконтроля:

1. 
   Каков круг вопросов, исследуемых научной дисциплиной «Детали машин»?
2. 
   Почему эту дисциплину называют прикладной научной дисциплиной?
3. 
   Что изучается в курсе «Детали машин и основы конструирования»?
4. 
   Что понимается в деталях машин под термином «машина», в чем ее назначение?
5. 
   Какие виды машин Вы можете назвать в зависимости от их функционального назначения?
6. 
   Какие элементы машин вы знаете?
7. 
   В чем разница между механизмом и прибором?
8. 
   Может ли быть агрегат механизмом или механизм агрегатом? В чем заключается разница между ними?
9. 
   Чем отличается сборочная единица от механизма и агрегата?
10. 
    Назовите основные отличительные особенности детали. Приведите примеры.
11. 
    Назовите основные отличительные особенности агрегата. Приведите примеры.
12. 
    Какие функции могут выполнять узлы и детали в машине?
13. 
    Какие основные требования, предъявляемые к элементам машин?
14. 
    Что понимается под термином «работоспособность»? Какими показателями она характеризуется?
15. 
    Какое событие нарушает работоспособность?
16. 
    Что понимается под термином «надежность»? Какими показателями она характеризуется?
17. 
    Что понимается под термином «проектирование изделия»?
18. 
    Наличие каких комплектов документации позволяет утверждать, что проектирование изделия выполнено полностью?
19. 
    Какие основные задачи решаются в процессе проектирования?
20. 
    Назовите главный вид расчета деталей, выполняемый в процессе проектирования?
21. 
    В чем разница между проектным и проверочным расчетом? Какие критерии используются при этих видах расчета?

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ (МАДИ)

В.Ф. Водейко

Детали машин

И основы конструирования

Учебно-методическое пособие

МОСКВА 2017

МОСКОВСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

В.В. ВОДЕЙКО

ДЕТАЛИ МАШИН

И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Допущено УМО вузов РФ по образованию в области транспортных машин и транспортно-технологических комплексов в качестве учебно-методического пособия для студентов вузов, обучающихся по направлению подготовки бакалавров «Технология транспортных процессов»

2017 УДК 531.8.624.042

ББК 34.41.30.121

Рецензенты:

проф. каф. «Технология конструкционных материалов» МАДИ,

д-р техн. наук, проф. Чудина О.В.

доц. кафедры строительных конструкций МАДИ,

канд. техн. наук, доц. Иванов-Дятлов В.И.

Водейко В.Ф.

Н624 Детали машин и основы конструирования. Учебно-методическое пособие.- М.: МАДИ, 2017 - 198 с.

В настоящем учебно-методическом пособии изложены принципы расчета на прочность элементов зубчатых передач, а именно, цилиндрических, конических, планетарных, червячных, исходя из основных критериев их работоспособности. Приведены принципы рационального выбора конструкционных материалов и их термической или химико-термической обработки деталей, которые работают в условиях переменных внешних нагрузок.

В пособие включены вопросы (методы) расчета плоскоременных и клиноременных передач с использованием кривых скольжения, а также расчеты на прочность разъемных и неразъемных соединений. Приведены расчеты валов на прочность, их классификация, виды повреждений и методика выбора подшипников качения в условиях действия радиальных и осевых нагрузок с учетом эксплуатационных, технологических и экономических требований. Имеется краткое описание конструкций соединительных муфт, их свойства и применение в машиностроении.

УДК 531.8:624.042

ББК 34.41:30.121

Предисловие

Предлагаемое учебно-методическое пособие подготовлено автором, в течение многих лет работающим на кафедре «Детали машин и теории механизмов» МАДИ. Материал пособия базируется на систематизации основных сведений по теоретическим вопросам проектирования машин на примерах деталей общего назначения: передач, соединений, муфт и других. Приведены практические рекомендации их расчета и конструирования.

Пособие отражает многолетние традиции отечественной инженерной школы конструирования не только общего, но и специального механического оборудования - двигателей внутреннего сгорания и других систем.

Одним из ярких представителей инженерной школы является Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д.т.н., профессор Георгий Сергеевич Маслов, который много лет был заведующим кафедрой МАДИ и членом нескольких научно-технических советов. В том числе Центрального института авиационного моторостроения (ЦИАМ).

При написании данного пособия была поставлена цель – дать студентам в сжатой и доступной форме базовые знания о творческом процессе создания современных конструкций машин и механизмов, отвечающих ряду противоречивых требований: таких, как прочность и легкость, надежность и долговечность, технологичность и минимальная стоимость.

Cправочные данные о выпускаемых промышленностью редукторах, выборе геометрии деталей и их материалов, а также расчетных зависимостей, необходимых для курсового проектирования, представлены в списке литературы.

Настоящее пособие в значительной степени адаптировано для самостоятельной работы студентов и, особенно, студентов вечерней формы обучения.

Глава 1. Введение в курс «Детали машин и основы конструирования».

1.1. Задачи и содержание курса «Детали машин и основы конструирования»

Основная задача курса - изучение методов инженерных расчетов и проектирования на базе типовых элементов машин. Типовыми называются детали и узлы, входящие в состав большинства машин: соединения (сварные, резьбовые, шлицевые), передачи (зубчатые, червячные, ременные, цепные и др.), элементы передач (валы, подшипники, муфты).

Специальные элементы машин, применяемые в отдельных группах машин и определяющие их специфику (двигатели внутреннего сгорания, гидравлические машины) изучаются в специальных курсах, но общие методы расчета и проектирования, изучаемые в курсе «Детали машин и основы конструирования», распространяются и на специальные элементы машин.

Общая классификация деталей машин.

Передачи – механизмы, предназначенные для передачи энергии с одного вала на другой, как правило, с увеличением или уменьшением их угловых скоростей и соответствующим изменением крутящих моментов.

Детали , обслуживающие вращение (детали передач).

Соединения служат для изготовления машин из различных деталей, вызываются необходимостью соединения их между собой.

Передачи.

Машина состоит из двигателя, передачи, исполнительного механизма и системы управления.

Двигатели, исполнительные механизмы и элементы управления имеют много специфического и изучаются в специальных курсах. Наиболее общей частью всех машин является передача. Она служит для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму, изменения скорости, направления и характера движения, изменения и распределения крутящего момента и др. функций.

В современном машиностроении применяются механические, гидравлические, электрические и пневматические передачи. В курсе «Детали машин и основы конструирования» рассматриваются механические передачи, которые имеют наибольшее распространение. Они широко применяются как отдельно, так и в составе гидромеханических, электромеханических и других сложных передач.

В свою очередь механические передачи разделяются на:

1. Передачи зацеплением;

2. Передачи трением.

Передачи могут быть с постоянным передаточным числом (редукторы, ускорители) и с переменным передаточным числом (коробки перемены передач и др.).

Редукторы более распространены, чем ускорители.

Коробки передач могут быть со ступенчатым и бесступенчатым регулированием передаточного числа (автоматические).

Исходные параметры, характеризующие кинематику и динамику передачи: N д,n д,u,η . (рис 1).

Другие, интересующие конструктора параметры, являются производными:

Основные направления развития механических передач:

1. повышение и расширение диапазона передаваемой мощности и скорости;

2. повышение надежности и долговечности;

3. повышение КПД, снижение массы и габаритов;

4 расширение автоматизации работы и управления.

Зубчатые передачи. Основные достоинства:

1. высокая нагрузочная способность;

2. надежность и высокий КПД;

3. постоянство передаточного числа и широкий диапазон его изменения;

4. возможность передавать большие мощности и иметь большую частоту вращения;

5. компактность, малые нагрузки на валы и опоры.

Недостатки зубчатых передач:

1. потребность в высокой точности изготовления и монтажа для снижения вибраций, шума при больших скоростях вращения;

2. большие габариты при больших потребных межосевых расстояниях.

Пути совершенствования зубчатых передач:

1. оптимизация схемы передачи (тип, многопоточность и др.);

2. высокопроизводительные методы изготовления (накатка, протяжка и др.);

3. термохимическое и механическое упрочнение;

4. точность доводочных операций;

5. новые материалы и новые виды зацеплений;

6. точность расчетов и др.

Классификация зубчатых передач.

По взаимному расположению осей валов : цилиндрические, конические, гипоидные, винтовые. Наиболее распространены цилиндрические, как более простые и надежные. Конические, гипоидные и винтовые применяют для передачи вращения между перекрещивающимися или пересекающимися валами.

По форме зубьев : с прямыми, косыми, шевронными и криволинейными зубьями. Прямые зубья вытесняются косыми, шевронными и криволинейными как более перспективными.

По перемещению осей валов в пространстве : не планетарные, (простые) и планетарные. Применение планетарных передач расширяется.

Наибольшее распространение имеет эвольвентное зацепление благодаря простоте нарезания, возможности смещения по профилю, малой чувствительности к некоторому изменению межосевого расстояния.

Различают передачи также по точности изготовления, скорости, числу ступеней, материалу, наличию корпуса и др. особенностям.

Нормы точности изготовления зубчатых колес.

Точность зубчатых передач регламентируется по ГОСТ 1643-81 для цилиндрических зубчатых передач и ГОСТ 1758-81 для конических зубчатых передач (табл. 1)

Степень точности изготовления зубчатых колес

Таблица 1

Примечание. Зубчатые передачи редукторов должны изготовляться не ниже степени точности 8 - 7 - 7 - В (ГОСТ 1643 81).

Шероховатость рабочих поверхностей: зубьев шестерен с модулем до 5 мм – не ниже 7-го класса, зубьев колес – не ниже 6-го класса. При большем модуле – на один класс ниже.

Степень точности выбирается в зависимости от назначения и условий работы передач. Основной критерий – окружная скорость. Для общепромышленных передач с прирабатывающимися колесами (НВ≤350) степени точности выбирается по табл. 2.

Значения степени точности Таблица 2

Прямозубые передачи можно применять при V<2 м/с, а также тогда, когда осевая сила совершенно недопустима. Нужно учитывать, что в равных условиях косозубые передачи передают нагрузку в 1,35 раза большую, чем прямозубые.

Каждая степень точности характеризуется тремя нормами:

а) норма кинематической точности;

б) норма плавности работы;

в) норма контакта.

Норму кинематической точности можно принимать по таблице 2 на одну степень грубее. Например: при степени точности 7, норму кинематической точности можно принять 7 или 8.

Норма плавности работы определяет виброакустические характеристики передачи и её надо выбирать не ниже табличной. В редукторах - не грубее 8-й степени.

Пятно контакта определяет несущую способность передачи. Норму контакта принимают по таблице 2 или на одну степень выше. При, например, степени точности 8 норму контакта можно взять 8 или 7. В редукторах норму контакта - не грубее 8-й степени. В передачах с твердостью шестерни и колеса >НВ 350, с окружной скоростью 12,5 м/с следует принимать степень точности не ниже 9 - 8 - 7 - В. При скорости от 12,5 до 20 м/с не ниже 8 - 7 - 7 - В.

Независимо от степени точности стандартизирован вид сопряжения колес в порядке увеличения бокового зазора: H, E, D, С, B, A.

В сопряжениях Н – минимальный боковой зазор = 0. В передачах рекомендуют сопряжение В.

Примеры обозначения:

а) 9 - 8 - 7 - В ГОСТ 1643-81, где

9 – норма кинематической точности;

8 – норма плавности;

7 – норма контакта;

В – вид сопряжения.

б) 8 - В ГОСТ 1643-81, если по всем трём нормам назначена одна степень точности.

На контактную выносливость

2.1. Причины разрушения (отказов) зубьев.

При передаче крутящего момента Т 1 зуб подвергается изгибу, сжатию, повреждению рабочих поверхностей зубьев и износу от силы трения , (рис.5), где

f – коэффициент трения.

Повреждение рабочих поверхностей зубьев, усталостное выкрашивание зубьев, является основным видом повреждения. Причина усталостного разрушения вызвана переменными контактными и изгибными напряжениями и (рис.6). Как видно, среднее время одного цикла , т.е. оно сопоставимо с временем удара.

Усталостное выкрашивание начинается в зоне, где создаются наиболее неблагоприятные условия: большие давления и силы трения, разрыв масляной пленки и др. явления. В этой зоне появляются микротрещины, развитие которых приводит к осповидному выкрашиванию, которое разрастается в увеличивающиеся по числу и размерам раковинки, что уменьшает несущую поверхность зубьев. Начинается нарушение смазки, увеличиваются шум и вибрации. Таким образом, в месте контакта возникают контактные напряжения, вызывающие pitting – усталостное выкрашивание рабочей поверхности зубьев. При поверхностной твердости НВ <350 выкрашивание прекращается, происходит сглаживание поверхностей.

При твердости НВ ≥350 трещины на ножках зубьев вступают в зону контакта выходящими на поверхность концами. В результате – масло, находящееся в трещине, запирается и под действием внешнего давления расклинивает трещину (рис.7а). Начинается процесс прогрессивного выкрашивания, обычно вблизи полюсной линии на ножках зубьев там, где нагрузка передается одной парой зубьев (рис.7в).

в

Трещины на поверхности головок зубьев входят в зону контакта глубинными концами и в процессе перекатывания масло из трещин выжимается (рис.7б). Таким образом, смазка, кроме уменьшения трения, охлаждения поверхности контакта, снижения пики контактных напряжений, может увеличивать скорость выкрашивания поверхностей контакта.

Таблица 3

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями. Зависит от податливости пары зубьев и их склонности к приработке. определяется по табл.4

Таблица 4

Заметим, что в таблицах приведены также данные для определения коэффициентов и , о которых пойдет речь ниже.

Введя в формулу (2.2) W t – удельную расчетную окружную силу , получим Н/мм. (2.4)

Для определения приведенного радиуса кривизны , входящего в исходное уравнение 2.1, требуется решить два прямоугольных треугольника О1ЕР и О2DР из рис.12 при известных радиусах кривизны ρ э1 и ρ э2 . В этих треугольниках за радиус кривизны шестерни и колеса ρ 1 и ρ 2 приняты отрезки от основания перпендикуляра, опущенного на линию зацепления N-N до полюса зацепления Р , в котором косозубые колеса заменены эквивалентными прямозубыми эллиптическими колесами. Таким образом

или мм.

Подставляя все полученные данные в исходное уравнение Герца (2.1), получим .

Заменив в знаменателе и введя обозначения:

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, - коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес, и - коэффициент, учитывающий суммарную длину линий контакта зубьев, получим формулу для проверочного расчета зубчатых колес на контактную выносливость

(2.5)

Как видно из формулы, контактное напряжение увеличивается при увеличении действия крутящего момента Т 1 и уменьшается при увеличении ширины , диаметра и угла наклона β зубчатых колес.

Коэффициент Z H в среднем равен Z H =2,5. При отсутствии смещения режущего инструмента (х=0) и пользуются формулой .

Коэффициент для стальных зубчатых колес при модуле упругости Мпа и .

При модуле упругости Мпа значение .

Коэффициент для косозубых и шевронных зубчатых передач при >0,9 , где . При =1,2…1,8 в среднем можно принять =0,9.

Для проверочного расчета при действии максимальной нагрузки с целью предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев следует пользоваться формулой:

. (2.6)

Здесь Т max – пиковый момент при пуске двигателя под нагрузкой. Находится из данных каталога на рыночные электродвигатели .

Ширина зубчатого венца.

Коэффициент ширины зубчатого венца регламентируется ГОСТ 2185-66. Для цилиндрических передач рекомендуется выбирать в зависимости от твердости колес и расположения колес относительно опор вала (табл.6).

При выборе коэффициента следует учитывать то, что при меньшей ширине колес погрешности изготовления и сборки менее сказываются, чем при широких колесах.

В косозубых передачах угол наклона .

Таблица 6

Ширину b 1 и b 2 принимают из рядов стандартных размеров R a 5 или R a 10 (ГОСТ 6636 – 69).

Вопросы для самоконтроля

1. Роль машиностроения в народном хозяйстве и основные тенденции его развития.

2. Качество изделий и его показатели.

3. Показатели надежности изделий.

5. Передачи в машинах, их типы и назначение.

6. Зубчатые передачи, их достоинства и недостатки. Классификация.

7. Нормы точности зубчатых передач и виды сопряжений. Дать пример и пояснить обозначения.

8. Геометрические зависимости в прямозубых и косозубых передачах. Преимущества и недостатки.

9. Усилия, действующие в прямозубых и косозубых цилиндрических передачах.

10. Стандартные параметры зубчатых передач.

11. Причины отказов и предпосылки к расчету цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость.

12. Исходная зависимость Расчетная нормальная нагрузка для прямозубых и косозубых цилиндрических передач.

13. Удельная расчетная окружная нагрузка на зуб.

14. Приведенная кривизна пары зубьев прямозубых и косозубых передач.

15. Формула проверочного расчета на контактную выносливость цилиндрических зубчатых передач.

16. Формула проверочного проектного расчетов на контактную выносливость цилиндрических зубчатых передач.

17. Формулы проверочного расчета при действии максимальной нагрузки. Эквивалентные цилиндрические зубчатые колеса.

18. Предпосылки к расчету цилиндрических зубчатых передач на изгибную выносливость. Расчетная схема и вывод расчетной зависимости.

19. Коэффициент формы зуба.

20. Формула проверочного проектного расчетов цилиндрических зубчатых передач на изгибную выносливость..

21. Коэффициент формы зуба и условие равномерности зубьев шестерни и колеса.

С прямыми зубьями

Силу нормального давления , действующую в нормальной плоскости N-N к поверхности зуба, раскладываем на две составляющие: окружную F t и вспомогательную F v . Перенося вспомогательную F v на основной рис. 20 и раскладывая её на составляющие, получим остальные силы: радиальную F r и осевую F a .

Так как крутящий момент на шестерне T 1 известен, следовательно, известно окружное усилие в среднем сечении на среднем начальном диаметре

Н (4.7)

Из сечения n-n

или

Из рис. 20а

Для колеса ; . Из рис. 20б находим равнодействующую сил F a и F r . Направление ее действия – к центру вала

Проверочный и проектный

Основными причинами выхода из строя конических колес являются усталостное выкрашивание материала с рабочих поверхностей зубьев и поломка зубьев вследствие усталости.

Расчет производится так же как расчет цилиндрической косозубой передачи с эквивалентными зубчатыми колесами и в среднем сечении зуба (Рис.22а). Такой метод позволяет использовать ранее полученные зависимости.

В исходной формуле Герца заменим приведенный радиус кривизны , на найденный из рис. 22б.

Здесь в сечении О 1 О 2 в полюсе зацепления Р отрезок АР соответствует радиусу кривизны шестерни , а отрезок ВР – радиусу кривизны колеса .

Рассматривая прямоугольные треугольники и , оставляя только знак суммы (+), поскольку конические передачи бывают только с внешним зацеплением, получим:

мм. (4.11)

Из расчета приведенного радиуса следует, что его величина изменяется пропорционально среднему диаметру шестерни, значит отношение q H /r пр (формула 2.2) постоянно и, следовательно, постоянно контактное напряжение в любом сечении. Поэтому за расчетное принимают среднее сечение зуба (рис.18б и 22а). В дополнение к этому вводится коэффициент прочности конических передач , который учитывает конструкцию зубчатых конических колес.

Принимая во внимание эти особенности, после подстановок в формулу Герца, (раздел 2.3), получим формулу для проверочного расчета на контактную прочность любых конических передач:

(4.12)

Здесь - коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев. Для , где β - угол наклона зуба. Если колесо с круговой формой зуба, то обычно принимают .

Для стальных колес МПа ½ .

- коэффициент, учитывающий длину контактной линии зацепления конических колес. Обычно , где , см. раздел 2.4.

- удельная расчетная окружная сила.

Коэффициент зависит от и определяется по графикам на рис.23 в зависимости от конструктивной схемы конической передачи, типа опор колес – I ш (шариковые), I р (роликовые), а также твердости материала колес.

Здесь: , . Сплошные и штрихпунктирные линии относятся к коническим передачам с прямыми зубьями.

Коэффициент прочности конических передач. Определяется по таблице 13 в зависимости от вида конической передачи, твердости материала колес и передаточного числа:

для прямозубых конических колес;

для конических колес с круговыми зубьями.

Коэффициент динамичности нагрузки - для конических колес находится по таблице 9. Он зависит от степени точности по нормам плавности работы передачи и окружной скорости колес.

Рис. 23. Изменение коэффициентов в зависимости от конструктивных соотношений в коническом зацеплении и твердости зубьев.

а) схемы передач; абсцисса на графиках ; б) для зубьев с твердостью ; в) для зубьев с твердостью

Коэффициент для конических колес

Таблица 9

Коэффициенты прочности зубьев и в конической передаче.

Таблица 10

Рис. 24. График для определения для косозубых передач:

(цифры у кривых означают степень точности по нормам плавности работы по ГОСТ 1643-81)

Коэффициент неравномерности нагрузки зубьев для колес с круговой формой зуба определяют по графику рис. 24 в зависимости от степени точности по нормам плавности работы.

Для прямозубых конических передач , - диаметр в среднем сечении зуба шестерни.

Коэффициент для конических колес Таблица 11

Обозначив и решая уравнение (4.12) относительно , получим формулу для проектного расчета диаметра в среднем сечении конической шестерни, одного из главных геометрических параметров:

мм. (4.13)

Здесь К d - вспомогательный коэффициент. Для конических прямозубых передач (МПа) 1/3 , и K d = 590…520 (МПа) 1/3 для передач с круговыми зубьями (); величина коэффициента относительной ширины зубчатого венца
или , при условии пропорциональности ширины колес конусному расстоянию .

На изгибную выносливость

Условие равной прочности зубьев колеса и шестерни на изгибную выносливость выглядит как равенство двух отношений:

Проверочный расчет по формуле (4.12) ведется для того из колес, у которого отношение меньше.

Вопросы для самоконтроля

1. Геометрические зависимости в конических зубчатых передачах: передаточное число, средние диаметры, внешнее и среднее конусные расстояния, коэффициент ширины?

2. Модули, применяемые в конической зубчатой передаче?

3. Эквивалентное число зубьев конических зубчатых передач?

4. Усилия, действующие в конической зубчатой паре?

5. Конические колеса с круговой формой зуба. Достоинства, недостатки, способ нарезания зубьев.

6. Особенности расчета конических зубчатых передач на контактную прочность: проверочный и проектный?

7. Особенности расчета конических зубчатых передач на изгибную выносливость: проверочный и проектный?

8. Эквивалентное и биэквивалентное число зубьев?

С учетом графика нагрузки.

При расчете зубчатых передач на контактную выносливость

допускаемые напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса:

, МПа, (5.1)

МПа, (5.2)

где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений - длительный предел контактной выносливости. Его значения определяют по таблице 14 в зависимости от средней твердости Н НВ или H HRC .

Предел контактной выносливости s H 0

Таблица 14

- коэффициент долговечности.

Здесь: - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости, определяется по графику (Рис.28) или по формуле:

- эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое в зависимости от характера и длительности действия нагрузки (рис.29).

Рис. 28. График для определения базового числа циклов перемены напряжений

При постоянном режиме нагружения ()

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Московский государственный университет

путей сообщения (МИИТ)

МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД

Курсовой проект по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Пояснительная записка

СТ. КПДМ. 008 П3

Руководитель Гвоздев В. Д. / /

Исполнитель

студент гр. ТДМ-311 Кузьмина В.Ф. / /

Введение

1. Техническая характеристика привода

2. Кинематический и силовой расчеты привода

3. Описание конструкции редуктора

4. Расчет клиноременной передачи

5. Расчет зубчатых колес

6. Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи

7. Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи

8. Конструкция и проектный расчет валов

9. Конструкция и расчет размеров зубчатых колес

10. Выбор смазочных материалов

11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора

12. Проверочный расчет валов

13. Проверочный расчет подшипников качения

14. Конструирование подшипниковых узлов

15. Выбор муфт

16. Расчет на усталостную прочность

17. Расчет шпоночных соединений

Список литературы

Введение

привод редуктор конструирование зубчатый

Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.

Рисунок 1 - Схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 -цилиндрический редуктор; 4 - муфта; 5 - барабан

Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя (1) через ременную передачу (2) передаётся на быстроходный вал редуктора (3). Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент, который через муфту (4) передается на исполнительный механизм (5). Редуктор состоит из одной ступени. Ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи.

Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора.

Исходные данные для расчёта:

1. Синхронная частота вращения электродвигателя n сх = 1500 мин -1 ;

2. Частота вращения на выходе n б = 180 мин -1 ;

3. Вращающий момент на выходе T б = 312 Нм;

4. Срок службы привода L г = 4000 ч;

Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.

Рисунок 2 -Гистограмма нагружения привода: Относительная нагрузка: k 1 =1 ; k 2 =0,8 ; k 3 =0,5 . Относительное время работы: l 1 =0,2 ; l 2 =0,6 ; l 3 =0,2 . Характер нагрузки: спокойная.

1. Техническая характеристика привода

1.1 Электродвигатель 4А132 S 4 ГОСТ 19523-81

Мощность Р ДВ = 7,5 кВт;

Частота вращения вала n ДВ = 1455 мин -1 ;

Величина скольжения S = 3% ;

Отношение пускового момента к номинальному;

Диаметр вала двигателя d = 38мм.

1.2 Муфта упругая втулочно-пальцевая 500-40- I 1 ГОСТ 21424-75

Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н м;

Допускаемая частота вращения: n = 3800 мин -1 ;

Диаметр на вал электродвигателя: d 1 = 38 мм;

Диаметр на вал редуктора: d 2 = 40 мм;

Внешний диаметр муфты: D = 170 мм;

Рабочая длина на валу редуктора: l = 80 мм.

1.3 Одноступенчатый цилиндрический шевронный редуктор

КПД редуктора: з ред = 0,96;

Передаточное число редуктора: u р = 2,69

Частота вращения валов редуктора: n Б = 485 мин -1 , n Т = 180 мин -1

Вращающие моменты на валах: Т Б = 119,5 Н м, Т Т = 315,15 Н м;

Габариты редуктора:

Длина: 355 мм,

Ширина: 408 мм,

Высота: 260 мм.

1.4. Привод.

КПД привода: з пр = 0,89;

2. Кинематический и силовой расчёты привода

2.1 Определяем КПД привода

з пр = з р.п · з ред · з м з п (1)

з р.п = 0,95;

где з пр - КПД привода;

з р.п - КПД ременной передачи;

з ред - КПД редуктора;

з м - КПД соединительной муфты;

з п - КПД пары подшипников.

з пр = 0,95 · 0,97 · 0,98 0,99= 0,89.

Определяем КПД редуктора:

где з шп - КПД шевронной передачи

з n - КПД пары подшипников; з n = 0,99

2.2 Находим треб уемую мощность электродвигателя

2.3 Выбираем электродвигатель 4А132 S 4 ГОСТ 19523-81 , мощность которого

Р дв = 7,5 кВт

Величина скольжения

Частота вращения вала двигателя:

2.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение привода

2.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням привода

U ред == 2 ,69

2.6 В ычисляем частоты вращения валов

Вал двигателя: n дв =1455

Быстроходный вал редуктора:

Тихоходный вал:

2.7 Вычис ляем вращающие моменты на валах

Тихоходный вал редуктора:

Т тих =Т исп / з м = 312/0,99=315,15 Н м (9)

Быстроходный вал:

Т бх =(Т тих /U р)/ з р =(315/2,69)/(0,99 2)=119,5 Н м (10)

Вал двигателя:

Т дв =Т бх /(U р.п / з р.п)=119,5/(3/0,95)=37,93 Н м (11)

3 . Описание конструкции редуктора

Рисунок 3.- Конструкция редуктора.

Конструкцию редуктора составляет шевронная цилиндрическая передача.

В качестве опор быстроходного вала (13) используем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии (34), так как они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.

В качестве опоры тихоходного вала (8) принимаем подшипники радиальные легкой серии (33), так как они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки, действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10"; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях, наиболее дешевые и распространенные на рынке.

Валы выполняем ступенчатыми, для удобства посадки на них деталей.

На тихоходном валу установлено шевронное колесо (7) . Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала - шестерни (13) выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.

Подшипники закрепляются в корпусе (18) и крышками подшипниковых гнезд.

Наружные кольца подшипников быстроходного вала упираются в крышки подшипниковых гнезд быстроходного вала (11) и (13). В крышке (11) имеется отверстие для выхода хвостовика быстроходного вала и установлена резиновая армированная манжета (32) для предотвращения протекание масла через это отверстие.

Подшипниковые гнезда тихоходного вала закрываются крышками (10) и (5). В крышке (5) имеется отверстие для выхода хвостовика тихоходного вала и установлена резиновая армированная манжета (31) для предотвращения протекание масла через это отверстие.

Все крышки подшипниковых гнезд затягиваются винтами (20). Между крышками и корпусом установлены прокладки (4) и (9) для предотвращения протекания масла.

Корпус редуктора выполняем разъемным, состоящим из крышки и основания. Изготавливаем корпус литьем из серого чугуна СЧ 15.

Для установки редуктора на фундаментной плите или раме в основании корпуса (18) имеется четыре отверстия под фундаментные болты.

Для фиксации крышки и основания корпуса друг относительно друга, используется два конических штифта (30), устанавливаемых без зазора.

Для смазки зубчатых передач и подшипников редуктора используем масло И-30 А. Объем масла - 1,75 л.

Для заливки масла и осмотра редуктора, в крышке корпуса предусмотрено отверстие, закрываемое крышкой.

Для контроля уровня масла, в основании корпуса установлен жезловый маслоуказатель.

Для удаления масла и промывки редуктора в нижней части корпуса сделано отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

4 . Расчет клиноременной передачи

Определяем максимальный крутящий момент

Выбираем диаметр ведущего шкива из стандартного ряда: D 1 =135 мм

Определяем диаметр ведомого шкива.

D 1 =0,985 3,00 135=398,9 мм. (14)

Полученный результат округляем до стандартного значения.

Уточняем передаточные числа:

Следовательно, окончательно принимаем размеры шкивов полученных после округления.

Определяем межосевое расстояние

где h - высота ремня, мм

Длина ремня определится как

где - среднее значение.

Принимаем ближайшее стандартное значение l из ряда длин ремней. l = 1800 мм.

Корректируем межосевое расстояние

Определяем угол охвата малого шкива

Находим линейную скорость ремня

Определяем расчетную мощность передаваемую одним ремнем

где - мощность, передаваемая одним ремнем

0,91 - коэффициент угла обхвата

0,95 - коэффициент длины ремня

1,14 - коэффициент передаточного отношения ременной передачи

1,2 - коэффициент режима работы

Определяем требуемое число ремней в передаче

где =0,95 - коэффициент числа ремней

Принимаем z=4.

Рассчитываем силу предварительного натяжения одного ремня

Радиальная сила, действующая на выходной конец вала

Частота пробегов ремня

Конструкция шкивов и их размеры

Шкивы изготавливаем литыми из чугуна марки СЧ 15. Шкивы состоят из обода, на который надевают ремень, ступицы для установки шкива на вал. Шкив изготавливаем с диском, в котором предусматриваем отверстия круглой формы для уменьшения массы и удобства крепления шкива на станке при его механической обработке.

Ширина шкива

где z - число ремней.

Толщина обода (28)

Принимаем

Толщина диска (29)

Принимаем С=18 мм.

Диаметр ступиц (30)

Длина ступиц (31)

Принимаем

Диаметр выступов шкива (32)

5 . Расчёт зубчатых передач

5 .1 Выбор материалов

Принимаем для изготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация или улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после термообработки.

Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.

Шестерня - сталь 45, термообработка - улучшение;

(192…240) НВ,НВ=230

Колесо - сталь 45, термообработка - нормализация;

(170…217)НВ,НВ=200

5 .2 Вычисление базового значения предела выносливости

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшение и нормализация

у н limb=2·HB+70 (33)

Для шестерни:

у н limb 1 = 2·230 + 70 = 530 МПа.

Для колеса:

у н limb 2 = 2·200 + 70 = 470 МПа

б) для напряжений изгиба

у 0 F limb= 1,8 НВ; (34)

у 0 F limb1= 1,8 · 230 = 414 МПа;

у 0 F limb2= 1,8 · 200 = 360 МПа.

5 .3 О пределение базового числа циклов переменных напряжений

N H 0 =30HBср 2,4 (35)

N HO 1 =30 216 2,4 =1,201 10 7 МПа

N HO 2 =30 194 2,4 =0,92 10 7 МПа

5 .4 Определение фактического числа циклов перемены напряжений

По контактным напряжениям:

по напряжениям изгиба:

где m - показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

N FE 2 =N FE 1 =4,19 10 7

5 .5 Вычисление коэффициент а долговечности

по контактным напряжениям.

Для шестерни:

Так как N НЕ1 > N Н01 , то принимаем K HL 1 =1;

Для колеса:

Так как N НЕ2 > N Н02 , то принимаем K HL 2 =1.

по напряжениям изгиба.

Так как N FE 1 > 4 10 6 и N FE 2 > 4 10 6 , то принимаем K FL 1 =1 и K FL 2 =1.

5 .6 . Определение допускаемых контактных напряжений

Коэффициент запаса.

При термообработке нормализация и улучшение принимаем

Для шевронных передач

Так как, то принимаем МПа.

5 .7 Определение допускаемых напряжений изгиба

где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75

Коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для штамповки = 1,0

6 . Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи

6 .1 Определение межосевого расстояния из условия обеспе чения контактной прочности зуба

Предварительно принимаем К Н = 1,2

Ш ba -ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ш ba = 0,5

Принимаем ближайшее стандартное значение а W ГОСТ =125 мм

6 .2 Определение модуля зацепления

m n =(0,01…0,02)·а W =(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм

принимаем m n =2,5 мм .

6 . 3 Определение основных параметров зубчатых колес

Назначаем угол наклона зубьев в = 30є

Определяем число зубьев шестерни и колеса б w

6 .4 Рассчитываем геометри ческие параметры зубчатых колес

Уточняем угол наклона зубьев:

Диаметры делительных окружностей:

Диаметры окружностей вершин:

d а1 =d 1 +2 m n = +2 2,5=73,965 мм (48)

d а2 =d 2 +2 m n = +2 2,5=186,034 мм (49)

Диаметры окружностей впадин:

d f 1 = d 1 - 2,5·m n = - 2,5·2,5 = 62,715 мм; (50)

d f 2 = d 2 - 2,5·m n = - 2,5·2,5 = 174,784 мм; (51)

Ширина зубчатого венца:

b 2 = Ш ba б w =0,5 125=63 мм (52)

b 1 =b 2 +5=63+5=68 мм (53)

6 .5 Вычисление окружной скорости в зацеплении

Назначаем 9 степень точности зубчатых колес по ГОСТ 1643-81

6 .6 Оп ределение коэффициента нагрузки

K H =K Hв ·K Hб ·K HV =1,04 1,1 1=1,144 ; (55)

где K Hб - коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K Hб =1,1

K HV - коэффициент динамической нагрузки,

K HV =1

К Hв =1,04

7 . Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи

7 .1 Вычисляем фактические контактные напряжения

Принимаем b 2 = 70 мм, b 1 =75 мм; тогда у Н = 431 Мпа,

и уточняем Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 .

7 .2 Определение коэффициент а нагрузки

Для отношения Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К Н в = 1,04

7 . 3 Проверка зубьев на выносливость по напряжени ям изгиба

Для отношения Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К Fв =1,10;

Принимаем К Fх = 1,1

Уточняем коэффициент нагрузки:

К F = К Fв · К Fх = 1,1· 1,1 = 1,21 ; (58)

Вычисляем коэффициент торцового перекрытия е б:

Определение коэффициента, учитывающего многопарность зацепления:

Определение коэффициента, учитывающего наклон контактной линии:

Определение эквивалентного числа зубьев:

Y F - коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y F 1 = 3,70

Y F 2 = 3,6

Вычисление напряжения изгиба:

МПа < [у] F 1 ;

МПа < [у] F 2 ;

7 .4 Выполнение проверочного расчет а на статическую п рочность от действия перегрузок

Определение коэффициента перегрузки:

Определение контактного напряжения:

у Hmax = у H · = 431· = 649 МПа; (66)

Определение изгибных напряжений:

у Fmax 1 = у F 1 · К max = 49 · 2,27 = 111,3 МПа; (67)

у Fmax 2 = у F 2 · К max = 51 · 2,27 = 115,8 МПа. (68)

Для термообработки улучшение и нормализация:

[у] Hmax = 2,8 · у Т (69)

[у] Fmax = 0,8 · у Т (70)

где у Т - предел текучести материала.

Для колеса у Т = 340 МПа;

[у] H 2 max = 2,8 · 340 = 952 МПа > у Hmax ;

[у] F 2 max = 0,8 · 340 = 272 МПа > у F 2 max ;

Условие статической прочности выполняется.

8 . Конструкция и проектный расчет валов

Валы изготавливаем из стали 45. Назначаем термообработку улучшение.

8 .1 Расчет быстроходного вала

Для выполнения быстроходного вала принимаем ступенчатую конструкцию. Такой выбор облегчает установку подшипников и уплотнения на валу. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.

Конструкция быстроходного вала показана на рисунке 4.

Рисунок 4. - Быстроходный вал.

Определяем значение диаметра хвостовика быстроходного вала.

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. Принимаем d хв1 = 32 мм.

Принимаем длину хвостовика l хв = 80 мм.

Для соединения вала со шкивом ременной передачи используем шпоночное соединение.

Выбираем шпонку 10x8x70 ГОСТ 23360-78.

где h ш - высота шпонки

Принимаем t 1 =5 мм и h ш =8 мм.

d y 1 ?32 + (8 - 5) =35 мм. (73)

Принимаем d y 1 =35 мм под стандартное уплотнение.

Принимаем значение диаметра вала под подшипник d n 1 =35 мм. Примем роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75.

Определяем диаметр вала под шестерню.

Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d n 1 .

d ш1 = d n + 2·f + 2 = 35 + 2·2 + 2 = 41 мм, (74)

где f = 2 - размер фаски на внутреннем кольце роликоподшипника серии № 2207 ГОСТ 8328-75.

Для уменьшения количества точно обрабатываемых поверхностей, повышения жесткости шестерню выполняем вместе с валом

Выполняем фаску на шестерне n = 0,6 мм.

§ Диаметр хвостовика: n6.

§ Диаметр под подшипник: k6.

§ Хвостовика: Rа = 0,8 мкм.

§ Торцов заплечика вала, в которые упираются подшипники:

Rа = 2,5 мкм.

§ Шпоночного паза: Rа = 3,2 мкм.

§ Канавки, фаски,радиусы галтелей на валах: Rа = 6,3 мкм.

· Допуск перпендикулярности торца вала, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 012

· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений: 0,008

· Допуск соосности посадочной поверхности для шкива, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,030

8 .2 Расчет тихоходного вала

Для выполнения тихоходного вала принимаем также ступенчатую конструкцию. Установку колеса на вал производим механической сборкой. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.

Конструкция тихоходного вала показана на рисунке 5.

Рисунок 5.- Тихоходный вал.

Определяем значение диаметра хвостовика тихоходного вала.

Принимаем d хв2 = 40 мм, согласно выбранной муфте.

Принимаем длину хвостовика l хв = 82 мм, равной длине посадочной поверхности муфты.

Для передачи вращения от хвостовика вала к муфте используем шпоночное соединение.

Длину шпонки принимаем на 10 мм меньше длины хвостовика вала.

Выбираем шпонку 12x8x70 ГОСТ 23360-78.

Находим значение диаметра вала под уплотнение.

где h ш - высота шпонки

t 1 - глубина шпоночного паза на хвостовике.

Принимаем t 1 =5 мм и h ш =12 мм.

d y 2 ?40 + (12 - 5) = 47 мм. (77)

Принимаем d y 2 =48 мм под стандартное уплотнение.

Принимаем значение диаметра вала под подшипник d n 2 =50 мм.Принимаем шарикоподшипники легкой серии № 210 ГОСТ 8338-75

Принимаем диаметр вала под колесо. Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d n 2 .

d к2 = d n 2 + 2·f + 2 = 50 + 2·2 + 2 = 56 мм, (78)

где f = 2,5 - размер фаски на внутреннем кольце радиального шарикоподшипника № 210 ГОСТ 8338-75.

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. d к2 = 56 мм.

Для передачи вращения от зубчатого колеса к валу, используем шпоночное соединение.

Выбираем шпонку 16x10x90 ГОСТ 23360-78.

Определяем параметры шпоночного паза на диаметре вала под колесо.

t 1 = 6,0 мм - глубина шпоночного паза,

b = 16 мм - ширина шпоночного паза.

Определяем значение диаметра заплечика вала.

Из условия, что зубчатое колесо упирается в заплечик вала, выполняем диаметр заплечика вала больше диаметра вала под колесо.

d З2 = d к32 + 2 · f +2 = 56 + 2 · 2 + 2 = 63 мм, (79)

где f = 2 мм - фаска на зубчатом колесе.

Для выхода шлифовального круга изготавливаем канавку

d k = d n 2 -1=50-1=49 мм (80)

§ Диаметр хвостовика: n6.

§ Диаметр под уплотнение: d11.

§ Диаметр под подшипник: k6.

§ Диаметр под зубчатое колесо: p6.

§ Под зубчатое колесо: Rа = 0,8 мкм.

§ Хвостовика: Rа = 0,8 мкм.

§ Под подшипники: Rа = 1,25 мкм.

§ Под уплотнение: Rа = 0,32 мкм.

§ Торца заплечика вала, в который упирается зубчатое колесо:

Rа = 3,2 мкм.

§ Торца заплечика вала, в который упирается левый подшипник:

Rа = 1,6 мкм.

§ Шпоночных пазов: Rа = 3,2 мкм.

§ Канавки, фаски, радиусы галтелей: Rа = 6,3 мкм.

· Допуск перпендикулярности торца вала в месте установки подшипника, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 025 мм.

· Допуск цилиндричности посадочной поверхности вала в месте установки на него зубчатого колеса, чтобы ограничить концентрацию давлений:0,010 мм.

· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений: 0,005 мм.

· Допуск соосности посадочной поверхности для полумуфты, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,041 мм.

· Допуск соосности посадочной поверхности под подшипник, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения:

· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,008мм.

· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,002 мм.

9 . Конструирование и расчет размеров зубчатых колес

9.1 Конструирование шеврон ного колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала шестерни оказывается выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.

d а1 = 73,965 мм,

d f 1 =62,715 мм,

l ст = b 2 +a= 75+38 = 113 мм, (81)

h=2,5m=2,5 2,5=6,25 мм. (82)

9 .2 Конструирование шевронного колеса тихоходного вала

Косозубое колесо изготавливаем свободной ковкой, с последующей токарной обработкой. Для упрощения этих технологических операций выполняем колесо в виде цельного диска.

Устанавливаем колесо на валу посадкой с натягом (H7/p6).

Поверхность под сопряжение с валом подвергаем шлифованию.

Для удобства монтажа шевронного колеса на вал выполняем фаску f = 2,5 мм. На вершинах зубьев принимаем фаску n = 1,25 мм. Ширину канавки определяем в зависимости от модуля m. Принимаем а=38 мм.

Конструкция шевронного колеса показана на рисунке 6.

Выполняем шевронное колесо с симметричной ступицей. Такое технологическое решение придает большую устойчивость колеса на валу и увеличивает жесткость самого вала.

Определяем диаметр ступицы d ст = 1,6·d в =1,6· 56 = 89,6 мм; (83)

Определяем длину ступицы l ст = b 2 +a= 70+38 = 108 мм;

Принимаем l ст = 108 мм;

Определяем толщину диска C=(0,3…0,35)(b 2 +a)=32,4…37,8. (84)

Принимаем С=33мм.

Определяем ширину торцов зубчатого венца: S=2,2m+0,05(b 2 +a)=5,5+5,4=9,9 мм. (85)

Рисунок 6. - Зубчатое колесо: d= мм, d а =186,034 мм, d f =174,784 мм;

§ Диаметр на вал: H7.

§ Диаметр окружности вершин: h9.

§ Ширина шпоночного паза: JS9.

§ Торцов шпоночного паза: Rа = 1,6 мкм.

§ Нерабочей поверхности шпоночного паза: : Rа = 3,2 мкм.

§ Посадочного отверстия: Rа = 1,6 мкм.

§ Торцовой поверхности колеса: Rа = 3,2 мкм.

§ Рабочих поверхностей зубьев: Rа= 1,25 мкм.

§ Свободные торцовые поверхности зубчатого колеса: Rа = 6,3 мкм.

· Допуск цилиндричности посадочного отверстия, чтобы ограничить концентрацию контактных напряжений: 0,015 мм.

· Допуск перпендикулярности торцовой поверхности колеса относительно оси вращения: 0,030 мм.

· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,040мм.

· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,010 мм.

10. Выбор смазочных материалов

Для смазывания деталей редуктора, применяем картерную смазку, которая осуществляется путём окунания зубчатых колёс в масло. Уровень масла устанавливаем так, чтобы косозубое колесо окуналось в него на высоту зуба.

При окружной скорости колеса тихоходной ступени v = 1,75 м/с, контактных напряжениях у Н = 431 МПа и рабочей температуре

Согласно , при заданной вязкости масла, выбираем его марку:

Определяем уровень масла:

h = (2 ? m … 0,25 ? d 2 T) = (2 ? 2,5 … 0,25 ? 181,034) = 5…45,25 мм; (86)

Принимаем h = 50 мм, для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло.

Рассчитываем объем масляной ванны редуктора:

V = 0,6 P дв = 0,6 7,5 = 4,5 л. (87)

Для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло при габаритных размерах картера:

Длина: 280мм,

Ширина: 125 мм,

и уровне масла h = 50 мм, принимаем объем масла V =1,75 л.

Во избежание утечки масла из редуктора на быстроходном и тихоходном валах со стороны хвостовиков устанавливаем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79.

Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей выполняем в крышке корпуса смотровое окно, закрываемое крышкой из стального листа. Определим толщину крышки: д к =(0,5…0,6) д=(0,5…0,6) 8=4…4,8 мм. Принимаем д к =4 мм. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставим уплотняющую прокладку из прокладочного картона марки А толщиной 1 мм. В крышке отверстия располагаем пробковую отдушину.

Габаритные размеры крышки смотрового окна:

Длина A 1 = 110 мм,

Ширина В 1 = 100мм.

Габаритные размеры смотрового окна:

Длина А = 80 мм,

Ширина В = 70 мм.

Для закрепления крышки используем 4 болта М6х22. .

В боковой части корпуса выполняем отверстие под пробку для слива масла и промывки редуктора. Параметры пробки принимаем согласно :

d = М16х1,5; D = 26 мм; L = 25 мм; l = 19,6 мм; а = 3 мм.

Контроль за уровнем масла в картере осуществляется жезловым маслоуказателем, который вкручивается в крышку корпуса редуктора. Маслоуказатель имеет резьбу М16.

Для предотвращения протекания масла, плоскость разъёма основания и крышки корпуса смазываем спиртовым лаком.

11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняем разъёмным, состоящим из основания и крышки. Плоскость разъёма проходит через оси валов.

Изготавливаем корпус литьем, из чугуна СЧ 15.

Основание и крышка закрепляются между собой болтами по фланцу для обеспечения герметичности. Для предотвращения протекания масла плоскость разъёма смазываем спиртовым лаком.

Для заливки масла и осмотра редуктора в крышке корпуса выполняем смотровое отверстие, закрываемое крышкой. Для удаления загрязнённого масла и промывки редуктора в нижней части корпуса выполняем сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применим проушины. Для крепления корпуса редуктора к раме в нижней части основания выполняем фланец с цилиндрическими отверстиями под крепёжные болты. Для фиксации при сборке крышки относительно основания выполняем два конических штифта, размеры которых определяем согласно :

Длина 26 мм,

Диаметр 8 мм,

Конусность 1:50.

Расчет размеров корпуса редуктора.

Толщина стенки крышки и корпуса:

д =0,025 а W +1=0,025 125+1=4,125 мм, (88)

д 1 =0,02 а W +1=0,02 125+1=3,50 (89)

Принимаем толщину стенки корпуса и крышки д = 8 мм.

Определяем толщину фланца крышки и верхнего фланца основания:

b = 1,5 д =1,5 8 = 12 мм; (90)

Определяем толщину нижнего фланца основания:

p = (2,25 ч 2,75) д = (2,25 ч 2,75) 8 = 18 ч 22 мм; (91)

Принимаем p = 20 мм.

Для увеличения жесткости корпуса, под бобышками отливаем ребра жесткости. Толщина ребер основания корпуса: m=(0,85ч1) д=6,8ч8 мм. (92)

Принимаем 8 мм.

Толщина ребер крышки: m 1 =(0,85ч1) д 1 =6,8ч8 мм. (93)

Принимаем 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов.

d 1 = (0,03ч 0,036) · a w + 12 = (0,03ч 0,036) · 125 + 12 = 15,75 ч 16,5 мм. (94)

Принимаем d 1 = 16 мм.

Диаметр болтов у подшипников.

d 2 = (0,7 ч 0,75)·d 1 = (0,7 ч 0,75)·16 = 11,2 ч 12 мм, (95)

Принимаем d 2 = 12 мм.

Диаметр болтов на фланцах.

d 3 = (0,5 ч 0,6)·d 1 = (0,5 ч 0,6)·20 = 10 ч 12 мм, (96)

Принимаем d 3 = 10 мм.

Принимаем минимальный зазор между наружной поверхностью колеса и внутренней стенкой корпуса А = 8 мм.

12 . Проверочный расчет валов

Быстроходный вал

Силы, действующие в зацеплении = Н, = Н, ==982,5 Н. Нагрузка на вал от клиноременной передачи F в =1144 Н. В цилиндрической шевронной передаче силы, действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются.

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости yz

=0; - F в + + - R y2

R y 2 = - F в + + =1115-1144+1450=1421 Н.

xoz :

2 участок. 0z 37

При z=37, =1733 37=64,1 10 3 Н мм;

3 участок. 37z 111

При z=37, =64,1 10 3 Н мм;

При z=111, =173364,1 10 3 Н мм;

4 участок. 037

При z " =0, =0;

При z " =37, =1733 37=64,1 10 3 Н мм;

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz :

1 участок. 0z 90

F в z ,

При z=90, = - 1144 90= - 103 10 3 Н мм;

2 участок. 90z 127

При z=90, = - 1144 90= - 103 10 3 Н мм,

При z=127, = - 1144 127+1115 37= - 104 10 3 Н мм;

3 участок. 127z 201

При z=127, = - 1144 127+1115 37 - 982,5 = - 137,9 10 3 Н мм;

При z=201, = - 1144 201+1115 111+725 74 - 982,5 = - 86,4 10 3 Н мм;

4 участок. 0z ? 37

При z " =0, =0,

При z " =37, = - 1421 37= -52,5 10 3 Н мм.

Рисунок 7. - Расчетная схема ведущего вала

Тихоходный вал

Силы, действующие в зацеплении F r =1450 Н, F t =3466 Н, нагрузка на вал от муфты F м =125=125=2219 Н.

Реакции опор:

в плоскости xz :

в плоскости yz :

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости xoz :

1 участок. 0z 75.

При z=75, 10 3 Н мм;

2 участок. 75z 150

При z=75, 10 3 Н мм;

При z=150, 10 3 Н мм;

3 участок. 0z ? 130.

При z " =130, = 10 3 Н мм;

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz :

1участок. 0z 75.

При z=75, 10 3 Н мм;

2 участок. 0z ? 75

Рисунок 8. - Расчетная схема ведомого вала

13 . Проверо чный расчет подшипников качения

Назначаем предварительно для быстроходного вала редуктора -подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии 2207 ГОСТ 8328-75, для тихоходного вала - шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75.

Расчёт подшипников качения быстроходного вала.

Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 2207 ГОСТ 8328-75.

С 0 = 17600 Н;

Суммарные реакции:

= =2061 Н, (97)

= 2241 Н. (98)

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «2» т.к. , то X=1, Y=0.

K н (99)

где V=1 - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V=1)

Коэффициент, учитывающий вид работы

K т =1 - температурный коэффициент

К н - коэффициент нагрузки.

Тогда =K н =1 1 2241 1,5 1 0,81=2723 Н

Где р - показатель степени, для роликоподшипников p=10/3

Расчет подшипников качения тихоходного вала

Подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75

С 0 = 19800 Н;

Суммарные реакции:

= Н.

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «3» т.к. , то X=1, Y=0.

K н

где V=1, K т =1, К н - коэффициент нагрузки.

=K н =1 1 3727 1,5 1 0,81=4528,3 Н

Условия подбора выполняются. L h =4000 ч.

14 . Конструирование подшипниковых узлов

В качестве опоры быстроходного вала принимаем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75. . Они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.

В качестве опоры тихоходного вала принимаем подшипники радиальные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75. .Они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки, действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10"; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях.

На быстроходном валу устанавливаем подшипники 2207 ГОСТ 8328-75:

· диаметр установки на вал d п = 35 мм;

· диаметр установки в корпус D = 72 мм;

· ширина В = 17 мм;

· размер фасок r = 2 мм;

· грузоподъемность динамическая С = 31,9 кН;

· грузоподъемность статическая С 0 = 17,6 кН.

На тихоходном валу устанавливаем подшипники 210 ГОСТ 8338-75:

· диаметр установки на вал d п = 50 мм;

· диаметр установки в корпус D = 90 мм;

· ширина В = 20 мм;

· размер фасок r = 2 мм;

· грузоподъемность динамическая С = 35,1 кН;

· грузоподъемность статическая С 0 = 19,8 кН.

Подшипники устанавливаем на валы посадкой с натягом. Принимаем поле допуска для валов - k6. Установку подшипников в корпус осуществляем посадкой с зазором, с полем допуска отверстия корпуса - Н7.

Во избежание попадания в подшипник продуктов износа передач, а также излишнего полива маслом подшипники защитим маслозащитными кольцами.

Подшипники закрываем крышками глухими и сквозными, через которые проходят концы валов из чугуна СЧ 15. Крышки выполняем привертными. Со стороны хвостовиков быстроходного и тихоходного валов устанавливаем сквозные крышки с резиновыми армированными манжетами для уплотнения. Остальные крышки выполняем глухими. Фланец крышки выполняем круглой формы.

Принимаем:

· толщину крышек д = 6 мм;

· размер фаски с = 2 мм;

· крепежные болты М8х25;

· число болтов z = 4;

· диаметр крышки:

Быстроходного вала D = 110 мм;

Тихоходного вала D = 130 мм.

Болтовые соединения уплотняем прокладками из маслостойкой резины.

1 5 . Выбор муфт

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочего органа используется муфта. Размер муфты выбираем по диаметру вала и расчётному вращающему моменту.

Согласно :

Т Р = к · Т НОМ = 1,5 · 315,15 = 472 Н·м. (101)

Принимаем для соединения валов муфту упругую втулочно-пальцевую 500-40-I2 ГОСТ 21424 - 75.

Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н·м,

Диаметр на вал редуктора: d 2 = 40 мм,

Внешний диаметр муфты: D = 170 мм,

Рабочая длина на валу редуктора: l = 82 мм,

Допускаемая частота вращения n=3600 мин -1 ,

Радиальное смещение - 0,3 мм,

Угловое смещение - 1?.

16 . Расчет валов на усталостную прочность

Определяем расчетные коэффициенты запаса прочности при расчёте на выносливость согласно :

Где S у - запас прочности по нормальным напряжениям;

S ф - запас прочности по касательным напряжениям;

[S] - необходимый запас прочности вала при совместном действии нормальных и касательных напряжений.

Принимаем [S] = 2,5.

где у -1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены нормальных напряжений;

К у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

е у - масштабный коэффициент для нормальных напряжений;

в - коэффициент учёта влияния шероховатости поверхности.

Принимаем в=0 ,95 .

Ш у - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.

Принимаем Ш у = 0,15. .

у m - среднее значение напряжения цикла перемены нормальных напряжений; у m =0, так как F a =0.

у v - амплитуда цикла перемены нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении.

где ф -1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены касательных напряжений;

К ф - коэффициент концентрации напряжений при кручении

Ш ф - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.

Принимаем Ш ф = 0,1.

ф m и ф v - среднее и амплитудное значения напряжения цикла перемены касательных напряжений;

W к - момент сопротивления сечения кручению;

М к - крутящий момент.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому.

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений вала и сравнения с требуемым значением запаса прочности.

Тихоходный вал. Вал изготавливаем из стали 45, назначаем термообработку - улучшение. .

у -1 = 0,43 · 750 = 323 МПа.

ф -1 = 0,58 · 323 = 188 МПа.

Рисунок 9.

Опасными являются сечения:

2-2 , 6-6, 8 - 8 - скругление шпоночного паза;

3-3, 4-4, - галтельный переход;

4-4, - место установки подшипников с гарантируемым натягом;

5-5 - колесо;

7 - 7 - место установки зубчатого колеса, шпоночный паз;

9 - 9 - канавка.

Сечение 7 - 7.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки и напрессованного на вал зубчатого колеса. d=56 мм, b=16 мм, t 1 =6 мм,

Ш в =0,15 , Ш ф =0,1 .

а) Шпоночная канавка: =1,77; .

б)Посадка ступицы колеса с гарантированным натягом:

Сравнивая значения для случая (а) и (б), отмечаем, что наиболее нагружен вал в случае (б). По нему и ведем расчет

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления изгибу:

Момент сопротивления кручению:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Сечение 4 - 4 .

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

; Ш у =0,15 , Ш ф =0,1 .

Изгибающий момент:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициенты запаса прочности

Расчёт быстроходного вала (рисунок 13).

Вал изготовлен из стали 45, термообработка улучшение.

Рисунок 10.

Предел прочности стали 45равен .

Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:

у -1 = 0,43 · 750 = 324 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:

ф -1 = 0,58 · 324= 188 МПа.

Опасными являются сечения:

1-1- место установки муфты, шпоночный паз;

2-2 - скругление шпоночного паза;

3-3, 6-6, 10-10 - галтельный переход;

4-4, 12-12 - канавки под упорные кольца;

5-5, 11-11 - место установки подшипников с гарантируемым натягом;

7-7, 9-9 - полушевроны;

8-8 - проточка между шевронами.

Определяем напряжения, действующие в этом сечении:

Где W и - момент сопротивления сечения изгибу;

М и - изгибающий момент;

Определяем отношение, согласно :

Определяем запас прочности при изгибе:

Определяем касательные напряжения:

Определяем отношение:

Определяем запас прочности при кручении:

Определяем запас прочности при совместном действии напряжений изгиба и кручения:

Условия прочности выполняются.

17 . Расчет шпоночных соединений

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Используем призматические шпонки со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78.

Напряжения смятия:

Согласно , допускаемое напряжение смятия при стальной ступице = 120 - 140 МПа, и при чугунной = 60 - 80 МПа.

Быстроходный вал:

d ХВ = 32 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t 1 = 5 мм; l ШП = 70 мм; Т Б = 119500 Н мм; чг = 60 - 80 МПа.

Тихоходный вал.

Шпонка зубчатого колеса:

d В = 56 мм; b = 16 мм; h = 10 мм; t 1 = 6 мм; l ШП =90 мм; Т Т =315150 Н мм; = 100 МПа (материал колеса - сталь 45).

Шпонка муфты:

d ХВ = 40 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t 1 = 5 мм; l ШП =80 мм; Т Т =315150 Н мм; чг = 60…80 МПа.

Условия прочности соблюдаются.

Список литературы

1. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с. ISBN 5-7695-1041-2 2. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ Под ред. С.А.Чернавского. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.

3. Иванов. М.Н. Учеб. для студентов втузов/Под ред. В. А. Финогенова. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. школа., 2000. - 383 с.: ил. ISBN 5-06-003537-9

4. Логин В.В. Расчет механического привода. Методические указания. - М.МИИТ, 1997 - 108 с.

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

Расчет одноступенчатого горизонтального цилиндрического редуктора с шевронной передачей. Выбор привода, определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя. Расчет зубчатой передачи, валов, ременной передачи. Конструирование корпуса редуктора.

курсовая работа , добавлен 19.02.2015


Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням. Расчет прямозубой цилиндрической передачи. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.

курсовая работа , добавлен 22.07.2015


Расчет цилиндрического редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу. Кинематический расчет привода. Расчет ременной передачи. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

курсовая работа , добавлен 09.01.2009


Кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора, шестерни, колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений.

курсовая работа , добавлен 17.05.2012


Энергетический и кинематический расчёт привода. Клиноременная и зубчатая передачи, выбор электродвигателя. Конструирование основных деталей зубчатого редуктора. Расчет валов на статическую и усталостную прочность. Проверка долговечности подшипников.

курсовая работа , добавлен 08.03.2009


Силовой и кинематический расчет привода. Расчет закрытой зубчатой с цилиндрическими косозубыми колёсами и открытой ременной передач. Выбор смазочных материалов для передач и подшипников. Обоснование посадок и квалитетов точности для сопряжения привода.

курсовая работа , добавлен 14.04.2012


Разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического редуктора привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки. Энергетический, кинематический и силовой расчеты привода, валов. Эскизная компоновка редуктора, проверочный расчет.

курсовая работа , добавлен 27.06.2011


курсовая работа , добавлен 09.05.2011


Кинематический расчет привода электродвигателя. Расчет цепной и зубчатой передач, их достоинства. Выбор и расчет муфты: определение смятия упругого элемента и пальцев муфты на изгиб. Конструирование рамы привода, крепления редуктора к ней. Расчет шпонок.

курсовая работа , добавлен 15.01.2014


Выбор типа ковшей, способов их загрузки и разгрузки, определение конструктивно-кинематических параметров элеватора. Выбор натяжного устройства и типоразмера тягового органа. Кинематический расчет привода. Конструирование корпуса элеватора и рамы привода.

Развитие современного общества отличается от древнего тем, что люди изобрели и научились пользоваться разного рода машинами. Сейчас даже в самых далеких деревушках и самых отсталых племенах пользуются плодами технического прогресса. Вся наша жизнь сопровождается использованием техники.

В процессе развития общества, по мере механизации производства и транспорта, увеличения сложности конструкций, возникла необходимость не только бессознательно, но и научно подойти к производству и эксплуатации машин.

С середины XIX века в университетах Запада, а чуть позже в Санкт-Петербургском университете в преподавание вводится самостоятельный курс "Детали Машин". Сегодня без этого курса немыслима подготовка инженера-механика любой специальности.

Процесс обучения инженеров по всему миру имеет единую структуру:

1. На первых курсах вводятся фундаментальные науки, которые дают знания об общих законах и принципах нашего мира: физика, химия, математика, информатика, теоретическая механика, философия, политология, психология, экономика, история и т.п.
2. Затем начинают изучаться прикладные науки, которые объясняют действие фундаментальных законов природы в частных сферах жизни. Например, техническая термодинамика, теория прочности, материаловедение, сопротивление материалов, вычислительная техника и т.п.
3. Начиная с 3-го курса, студенты приступают к изучению общетехнических наук, таких как "Детали машин", "Основы стандартизации", "Технология обработки материалов" и т.п.
4. В завершении вводятся специальные дисциплины, когда и определяется квалификация инженера в соответствующей специальности.

Учебная дисциплина "Детали машин" ставит целью изучение студентами конструкций деталей и механизмов приборов и установок; физических принципов работы приборов, физических установок и технологического оборудования, используемых в атомной отрасли; методик и расчетов конструирования, а также способов оформления конструкторской документации. Для того, чтобы быть готовым к постижению этой дисциплины необходимо владение базовыми знаниями, которые преподаются в курсах «Физика прочности и сопротивление материалов», «Основы материаловедения», «Инженерная графика», «Информатика и информационные технологии».

Предмет "Детали машин" является обязательным и основным для курсов, где предполагается проведение курсового проекта и дипломного проектирования.

Детали машин как научная дисциплина рассматривает следующие основные функциональные группы.

1. Корпусные детали, несущие механизмы и другие узлы машин: плиты, поддерживающие машины, состоящие из отдельных агрегатов; станины, несущие основные узлы машин; рамы транспортных машин; корпусы ротационных машин (турбин, насосов, электродвигателей); цилиндры и блоки цилиндров; корпусы редукторов, коробок передач; столы, салазки, суппорты, консоли, кронштейны и др.
2. Передачи - механизмы, передающие механическую энергию на расстояние, как правило, с преобразованием скоростей и моментов, иногда с преобразованием видов и законов движения. Передачи вращательного движения, в свою очередь, делят по принципу работы на передачи зацеплением, работающие без проскальзывания, - зубчатые передачи, червячные передачи и цепные, и передачи трением - ремённые передачи и фрикционные с жёсткими звеньями. По наличию промежуточного гибкого звена, обеспечивающего возможность значительных расстояний между валами, различают передачи гибкой связью (ремённые и цепные) и передачи непосредственным контактом (зубчатые, червячные, фрикционные и др.). По взаимному расположению валов - передачи с параллельными осями валов (цилиндрические зубчатые, цепные, ремённые), с пересекающимися осями (конические зубчатые), с перекрещивающимися осями (червячные, гипоидные). По основной кинематической характеристике - передаточному отношению - различают передачи с постоянным передаточным отношением (редуцирующие, повысительные) и с переменным передаточным отношением - ступенчатые (коробки передач) и бесступенчатые (вариаторы). Передачи, преобразующие вращательное движение в непрерывное поступательное или наоборот, разделяют на передачи винт - гайка (скольжения и качения), рейка - реечная шестерня, рейка - червяк, длинная полугайка - червяк.
3. Валы и оси служат для поддерживания вращающихся деталей машин. Различают валы передач, несущие детали передач — зубчатые колёса, шкивы, звёздочки, и валы коренные и специальные, несущие, кроме деталей передач, рабочие органы двигателей или машин орудий. Оси, вращающиеся и неподвижные, нашли широкое применение в транспортных машинах для поддержания, например, неведущих колёс. Вращающиеся валы или оси опираются на подшипники, а поступательно перемещающиеся детали (столы, суппорты и др.) движутся по направляющим. Наиболее часто в машинах используют подшипники качения, их изготавливают в широком диапазоне наружных диаметров от одного миллиметра до нескольких метров и массой от долей грамм до нескольких тонн.
4. Для соединения валов служат муфты. Эта функция может совмещаться с компенсацией погрешностей изготовления и сборки, смягчением динамических воздействий, управлением и т.д.
5. Упругие элементы предназначаются для виброизоляции и гашения энергии удара, для выполнения функций двигателя (например, часовые пружины), для создания зазоров и натяга в механизмах. Различают витые пружины, спиральные пружины, листовые рессоры, резиновые упругие элементы и т.д.
6. Соединительные детали являются отдельной функциональной группой. Различают: неразъёмные соединения, не допускающие разъединения без разрушения деталей, соединительных элементов или соединительного слоя - сварные, паяные, заклёпочные, клеевые, вальцованные; разъёмные соединения, допускающие разъединение и осуществляемые взаимным направлением деталей и силами трения или только взаимным направлением. По форме присоединительных поверхностей различают соединения по плоскостям и по поверхностям вращения - цилиндрической или конической (вал-ступица). Широчайшее применение в машиностроении получили сварные соединения. Из разъёмных соединений наибольшее распространение получили резьбовые соединения, осуществляемые винтами, болтами, шпильками, гайками.

Итак, "Детали машин" - курс, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.

Каковы же этапы разработки конструкции устройства, прибора, установки?

Сначала ставится техническое задание на проектирование, которое является исходным документом для разработки устройства, прибора или установки, в котором указываются:

а) назначение и область использования изделия; б) условия эксплуатации; в) технические требования; г) стадии разработки; д) тип производства и другое.

Техническое задание может иметь приложение, содержащее чертежи, эскизы, схемы и другие необходимые документы.

В состав технических требований входят: а) показатели назначения, определяющие целевое использование и применение устройства (диапазон измерений, усилия, мощность, давление, чувствительность и др.; б) состав устройства и требования к конструкции (габариты, масса, применение модулей и др.; в) требования к средствам защиты (от ионизирующих излучений, высоких температур, электромагнитных полей, влаги, агрессивной среды и др.), взаимозаменяемости и надежности, технологичности и метрологическому обеспечению; г) эстетические и эргономические требования; д) дополнительные требования.

Нормативная база проектирования включает: а) единую систему конструкторской документации; б) единую систему технологической документации в) Государственный стандарт РФ по системе разработки и постановке продукции на производство СРПП - ГОСТ Р 15.000 - 94 , ГОСТ Р 15.011 - 96. СРПП