ОФОРМЛЕНИЕ ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

 

 

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

 

Новосибирский государственный технический университет

 

МЕХАНИКА

РАСЧЕТНО-ГРАФИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

 

Новосибирск

 

Студент выбирает исходные данные: варианты – из таблицы 1 по предпоследней цифре шифра зачетной книжки, а расчетные схемы – из таблицы 2 по последней цифре шифра.

Задания подготовлены на кафедре прикладной механики д-ром техн. наук, проф. В.П. Гилетой.

 

ТЕХНИЧЕСКИЕ ЗАДАНИЯ

Варианты исходных данных

Таблица 1

Параметры	Варианты
Т им, Н∙м
ωим, м/с

 

 

Расчетные схемы приводов машин и механизмов

Таблица 2

Продолжение таблицы 2

 

ПРИМЕР ВЫПОЛНЕНИЯ РГЗ

 

 

Спроектировать цилиндрический редуктор в соответствии с расчетной схемой и данными, приведенными в табл. 3.

 

 

 

1– электродвигатель; 2 – редуктор; 3 – муфта; 4 – ременная передача.

 

Таблица 3.

Исходные данные для проектирования привода

 

Наименование параметра	Ед. изм.	Вариант 6
Крутящий момент на валу исполнительного механизма, Т ИМ	Н·м
Угловая скорость вращения исполнительного механизма, w ИМ	с–1

 

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1. Состав привода

 

1– электродвигатель;

2 – редуктор;

3 – муфта;

4 – ременная передача;

z ₁, z ₂ – зубчатые колеса;

I ¸ III – валы.

 

 

1.2. Определение мощности электродвигателя

 

Мощность, необходимая по условию для работы смесителя (исполнительного механизма),

Р_им = Т_имw_им = 240×15 = 3600 Вт = 3,6 кВт.

Необходимая мощность электродвигателя

,

где h общее КПД привода.

Определим КПД привода.

h =h_рп×h_р×h_м.

Здесь h_рп = 0,96 – КПД ременной передачи, h_р = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи, h_м = 0,98 – КПД муфты [1, 2] (см. приложение П. 1).

Тогда h = 0,96×0,97×0,98 = 0,91.

= 3,96 кВт.

 

1.3. Определение частоты вращений электродвигателя

 

n_дв = n_им · i_об,

где об/мин (мин^–1) – частота вращения смесителя (исполнительного механизма); i_об – общее передаточное отношение привода.

i_об = i_рп · i_р,

где i_рп – передаточное отношение ременной передачи; i_р – передаточное отношение редуктора.

В соответствии с рекомендациями приложения П. 2 примем i_рп = 3 и i_р = 4, тогда

i_об = i_рп · i_р = 3×4 = 12.

Таким образом,

n_дв =143,31 ·12 = 1719,72 мин^–1.

 

1.4. Выбор стандартного электродвигателя

 

По справочной данным [1] (см. приложение П. 4) выбираем асинхронный электродвигатель 100L4 серии АИР мощностью Р_дв = 4 кВт. Электродвигатель имеет номинальную (рабочую) частоту вращения n_дв = 1410 об/мин.

 

1.5. Уточненный кинематический расчет привода смесителя

 

Ввиду того что электродвигатель имеет номинальную (рабочую) частоту вращения, отличную от расчетной n_дв =1719,72 мин^–1, уменьшим передаточное отношение ременной передачи в k раз, где

Отсюда

 

Определим частоту вращения исполнительного механизма по уточненным данным

об/мин (мин ^–1).

Погрешность частоты вращения смесителя не превышает 4 %.

 

1.6. Распределение потока мощности по валам привода

 

Р _I = Р_дв × h_рп = 4·0,96 = 3,84 кВт = 3840 Вт;

Р _II = Р _I× h_зп = 3,84×0,97 = 3,72 кВт = 3720 Вт;

Р _III = Р_им = Р _II× h_м = 3,72×0,98 = 3,64 кВт = 3640 Вт.

 

1.7. Частоты вращения и угловые скорости валов привода

 

Валы редуктора имеют следующие частоты вращения:

n _I = n _дв / i_рп =1410 /2,46 = 573,17 об/мин (мин ^–1);

n _II = n _I / i_зп = 573,17/4 = 143,29 мин ^–1;

n _III = n _II= n_им = 143,29 мин ^–1.

Угловые скорости валов редуктора:

w _I = p· n _I/30 = 3,14·573,17/ 30 = 59,99 с^–1;

w _II = p· n _II/30 = 3,14·143,29/30 = 14,99 с^–1;

w _III = w _II = w_им = 14,99 с^–1.

Отклонение фактического значения w_им =14,99 с^–1 от заданного не превышает 4 %.

 

1.8. Крутящие моменты на валах привода

 

Т _I = P _I/ w _I = 3840/59,99 = 64,01 Н·м;

Т _II = P _II/ w _II = 3720/14,99 = 248,16 Н·м;

Т _III = P _III/ w _III = 3640/14,99 = 248,83 Н·м.

 

 

2. Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колес

2.1. Выбор материала зубчатых колес редуктора

 

Для зубчатых колес редуктора выбираем сталь 40Х. Заготовка – поковка. Термообработка зубчатых колес – улучшение до твердости 260…280НВ [2]. Для улучшенной стали 40Х с твердостью 260…280НВ предел прочности s _В = 950 МПа, предел текучести s _Т = 700 МПа.

Примем для ведущего колеса (шестерни) твердость – 280НВ, а для ведомого колеса – 260НВ.

Для удобства расчетов присвоим шестерне и ведомому колесу соответственно индексы 1 и 2.

 

2.2. Расчет допускаемых контактных напряжений [ s_Н ] зубьев шестерни и колеса рядовой ступени

 

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни [ s_Н ]₁ = K_{HL 1};

для колеса [ s_Н ]₂ = K_{HL 2}.

Здесь s_{H lim1} и s_{H lim2} – пределы контактной выносливости шестерни и колеса [2]; S_H = 1,1 – коэффициент безопасности; K_{HL 1}и K_{HL 2}– коэффициенты долговечности шестерни и колеса. Нагрузка постоянная, поэтому K_{HL 1}= K_{HL 2} = 1.

Пределы контактной выносливости [2]:

для шестерни s_{H lim 1} = 2НВ + 70 = 2×280 + 70 = 630 МПа.

для колеса s_{H lim 2} = 2НВ + 70 = 2×260 + 70 = 590 МПа.

Для зубчатых колес редуктора получим:

[ s_Н ]₁ = K_{HL 1} = ·1= 572,73 МПа;

[ s_Н ]₂ = K_{HL 2} = ·1= 536,36 МПа.

Для прямозубых передач за расчетное [ s_Н ] принимают меньшее из напряжений [ s_Н ]₁ и [ s_Н ]₂ [2]. Таким образом, для зубчатых колес расчетное допускаемое контактное напряжение [ s_Н ] = 536,36 МПа.

 

 

3. Определение размеров зубчатых колес

3.1. Определим делительный диаметр шестерни z ₁ редуктора

d ₁ = 1,35 ,

где u = z ₂/ z ₁ – передаточное число, u = i_р = 4 (разделы 1.3 …1.5);

Е_пр – приведенный модуль упругости (Е_пр =2,1·10⁵ МПа);

Т ₁ – крутящий момент на валу I; Т ₁ = Т _I = 64,01 Н·м = 64,01·10³ Н·мм (раздел 1.8);

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба b_w = b ₂ (см. приложение П. 6).

[ s_Н ] = 536,36 МПа – допускаемое контактное напряжение зубьев колес (раздел 2.2);

y_bd = b ₂/ d ₁– коэффициент ширины колеса b ₂относительно делительного диаметра шестерни d ₁.

y_bd =0,5 y_bа (u +1).

По рекомендациям [2] для симметричного положения колес относительно опор примем y_bа = 0,4, тогда

y_bd =0,5 y_bа (u +1)=0,5·0,4(4+1)= 1.

По данным приложения П.5 К_Нβ = 1,04 для y_bd =1.

В результате получим

d ₁ = 1,35 = 54,94 мм.

Известно, что d = m×z, где m – модуль зацепления (см. приложение П. 3). Для силовых передач модуль m ³ 1,5.

Принимаем по рекомендациям [1, 2]: z ₁ = 20.

Получим мм.

Примем m = 2,75, что соответствует стандартному значению (приложение П. 3).

 

Примечание. Если расчетный модуль не соответствует стантартному, то следует принять ближайший больший по значению стандартный модуль по приложению П. 3.

 

3.2. Определим размеры пары зубчатых колес z ₁ (шестерни) и z ₂ :

Число зубьев шестерни z ₁ = 20 (принято в пункте 3.1).

Число зубьев колеса z ₂

z ₂ = i_р× z ₁ = 4×20 = 80.

где i_р = 4 – передаточное отношение зубчатой передачи, см. пункт 1.3).

Делительный диаметр шестерни z ₁

d ₁ = mz ₁ = 2,75×20 = 55 мм.

Делительный диаметр колеса z ₂

d ₂ = mz ₂ = 2,75×80 = 220мм.

Ширина колеса выбирается по соотношению y_bd, величина которого принята в пункте 3.1

b ₂ = y_bd × d ₁ =1×55 = 55 мм.

Для зубчатых цилиндрических колес ширина шестерни b ₁ должна превышать ширине колеса b ₂ на 5 мм, т. е.

b ₁ = b ₂ + 5 мм.

Получим

b ₁ = b ₂ + 5 = 55 +5 мм = 60 мм.

 

Диаметры окружностей вершин зубьев колес z ₁ (шестерни) и z ₂ :

d_а = d + 2 m;

d_{а 1} = d ₁ + 2 m ₁= 55 + 2·2,75 = 55 + 5,5 = 60,5 мм;

d_{а 2} = d ₂ + 2 m ₁= 220 + 2·2,75 = 220 + 5,5 = 225,5 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев колес z ₁ и z ₂ :

d_f = d – 2,5 m;

d_{f 1}= d ₁ – 2,5 m ₁= 55– 2,5·2,75 = 55 – 6,875 = 48,125 мм;

d_{f 2} = d ₂ – 2,5 m ₁= 220– 2,5·2,75 = 220 –6,875 = 213,125 мм.

Межосевое расстояние зубчатых коле

а_w = 0,5(d ₁+ d ₂) = 0,5(55 + 220) = 137,5 мм.

 

 

Результаты расчетов сведем в табл. 4.

Таблица 4

Зубчатое колесо	m, мм	d, мм	dа , мм	df , мм	b, мм
	2,75		60,5	48,125
		225,5	213,125

 

 

4. Построение эскиза редуктора

 

 

 

На листе сначала строится вид редуктора сверху при снятой крышке, а затем выше строится вид редуктора спереди.

Чертежи в машиностроении выполняются в миллиметрах, при этом указание размерности не делается.

Если редуктор имеет небольшие размеры, то нужно использовать принятые увеличивающие масштабы М 2:1; М 5:1; М 10:1.

Если по расчетным размерам редуктор получается слишком большим, то следует использовать уменьшающие масштабы М 1:2; М 1:2,5; М 1:3; М 1:5.

Ниже показана рекомендуемая последовательность расчета и построения редуктора:

4.1. Сначала строится эскиз зубчатой передачи редуктора (таблица 2) без валов.

 

 

 

Затем рассчитываются диаметры валов, подшипников и толщины стенки корпуса редуктора (см. приложения П.8 и П.9). Этими элементами дополняют эскиз зубчатой передачи.

 

 

 

ОФОРМЛЕНИЕ ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ

 

Материалы пояснительной записки должны быть сброшюрованы в папку формата А4 (210´297).

Начинается пояснительная записка с титульного листа. Титульный лист выполняется на листе белой бумаге формата А4 по ГОСТ 2.301-68. Пример оформления титуль­ного листа показан в приложении П.10

За титульным листом следует лист технического задания, который оформляется на листе, содержащем основную надпись формы 2 (приложение П.11). Остальные листы пояснительной записки выполняются с основной надписью формы 2а (приложение П.11).

Текст пояснительной записки должен быть написан аккуратно от руки чернилами (пастой) одного цвета (черного, синего, фиолетового) на одной стороне листа или отпечатан машинным способом через полтора или два межстрочных интервала. Допускается применение отдельных листов формата A3 (297´420) в последующих страницах текста по ГОСТ 2.301-68. Расстояние от рамки до границ текста пояснительной записки сверху при отсутствии заголовка должно быть не менее 10 мм. Абзацы в тексте начинаются отступом, равным 15 мм. В тексте допускаются только общепринятые сокращения слов.

Опечатки, описки и графические неточности в пояснительной записке допускается исправлять подчисткой или закрашиванием белой краской и нанесением на том же месте исправленного текста (графики) машинным или рукописным способом. Повреждение листов текстовой документации, помарки и следы не полностью удаленного прежнего текста не допускаются.

Описание и расчеты в пояснительной записке должны сопровождаться необходимыми эс­кизами, расчетными схемами, эпюрами. Для сокращения объема пояс­нительной записки целесообразно представлять результаты расчетов в виде таблиц.

В пояснительной записке расчетные схемы, эпюры, графики и эскизы выполняются карандашом с применением технических средств (линейки, циркуля, лекал, и т. п.).

Оформление расчетов проводится в следующей последовательности.

Перед результатом расчета приводится формула, под которой дается расшифровка символов с указанием размерности. Далее в формулу подставляют численные значения символов, проставленные в последовательности, приведенной в формуле. Как правило, расчеты выполняются с точностью: 10–2 (два знака после запятой).

Пример.

w = ,

где w – угловая скорость, с–1; n – частота вращения, об/мин.

с–1.

В конце пояснительной записки приводится список использованной литературы и оглавление, выполненные на отдельных страницах. Список источников формируется по очередности ссылок на используе­мую литературу и оформляется сле­дующим образом:

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высш. шк, 2010.

На все заимствованные из литературы рекомендации, фор­мулы, значения коэффициентов и других величин и т. п. должны быть ссылки в виде цифры в квадратных скобках, например, [1], где 1 – порядковый номер источни­ка в списке литературы.

Приблизительный объем пояснительной записки – 10…15 стра­ниц машинописного текста.

 

 

УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКАЯ ЛИТЕРАТУРА

 

Литература

 

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высш. шк., 2010. – 447 с.

2. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. – М.: Высш. школа, 2011. – 383 с.

3. Гжиров Р.И. Краткий справочник конструктора. – Л.: Машиностроение, 1983, – 463 с.

 

ПРИЛОЖЕНИЯ

 

П.1. Коэффициенты полезного действия элементов приводов

 

№	Тип передачи	h
	Зубчатая закрытая с опорами: цилиндрическая коническая	0,97…0,98 0,95…0,97
	Зубчатая открытая при густой смазке: цилиндрическая коническая	0,95…0,96 0,94…0,95
	Червячная с передаточным отношением: от 8 до 14 от 15 до 30 от 31 до 63	0,8…0,9 0,7…0,8 0,6…0,7
	Ременная (все типы)	0,94…0,96
	Цепная	0,92…0,95
	Муфты соединительные	0,96…0,98

 

П.2. Передаточные отношения элементов приводов

 

№	Тип передачи	Передаточное отношение i
	Зубчатая цилиндрическая	1,6…8
	Зубчатая коническая	1,6…6,3
	Червячная с числом захода червяка:	8…14 15…30 31…63
	Ременная (все типы)	2…4
	Цепная	1,5…4

 

П.3. Окружные модули зубьев по ГОСТ 9563-81

 

Ряды	Модуль, мм
1-й 2-й	1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22

 

 

П.4. Мощности и частоты вращений электродвигателей серии АИР10012

ТУ 16-525.564-84 (тип/асинхронная частота вращения, мин^–1)

 

Мощность Р, кВт	Синхронная частота вращения n, мин–1
0,37	-	71A6/915	-	-
0,55	-	71B6/915	71A4/1357	-
0,75	90LA8/695	80A6/920	71B4/1350	71A2/2820
1,1	90LB8/695	80B6/920	80A4/1395	71B2/2805
1,5	100L8/702	90L6/925	80B4/1395	80A2/2850
2,2	112MA8/709	100L6/945	90L4/1395	80B2/2850
	112MB8/709	112MA6/950	100S4/1410	90L2/2850
	132S8/716	112MB6/950	100L4/1410	100S2/2850
5,5	132M8/712	132S6/960	112M4/1432	100L2/2850
7,5	160S8/7273	132M6/950	132S4/1440	112M2/2895
	160M8/7273	160S6/9704	132M4/1447	132M2/2910
	180M8/731	160M6/9705	160S4/14552	160S2/29101
18,5	-	180M6/9803	160M4/14552	160M2/29101
	-	-	180S4/14623	180S2/29191
	-	-	180M4/14701	180M2/29251

Примечание. Отношение максимального вращающего момента к номинальному Т _max /Т = 2,2; для отмеченных знаками: ¹ – Т _max /Т = 2,7; ² – Т _max /Т = 2,9; ³ – Т _max /Т = 2,4; ⁴ – Т _max /Т = 2,5; ⁵ – Т _max /Т = 2,6.

 

П.5. Значения коэффициентов неравномерности нагрузки по ширине зуба К_Нb и К_Fb

для цилиндрических зубчатых колес с твердостью НВ £ 350

 

Относитель- ная ширина колеса	КНb	КFb
Расчет на контактную прочность	Расчет на изгибную прочность
Шестерня расположена между опорами симмет- рично	Шестерня расположена между опорами несимметрично	Консольное расположе-ние одного из колес	Шестерня расположена между опорами симмет- рично	Шестерня расположена между опорами несимметрично	Консольное расположе-ние одного из колес
0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6	1,0 1,0 1,01 1,03 1,04 1,05 1,07 1,08	1,0 1,02 1,04 1,06 1,08 1,10 1,13 1,16	1,07 1,15 1,24 1,35 – – – –	1,0 1,01 1,02 1,05 1,08 1,10 1,13 1,16	1,01 1,04 1,07 1,11 1,15 1,20 1,25 1,32	1,13 1,28 1,50 1,70 – – – –

 

П.6. Концы валов цилиндрические, мм. ГОСТ 12080-66

 

d	l	r	c	d	l	R	c
20, 22		1,6	1,0	50, 55		2,5	2,0
25, 28		60, 70
32, 36		2,0	1,6	80, 90		3,5	2,5
40,45		100, 110

 

П.7. Шарикоподшипники радиальные однорядные. ГОСТ 8338-75

 

 

Обозначение	Размеры, мм	Динамическая грузоподъемность С, Н	Статическая грузоподъемность С0, Н	Предельная частота вра-щения, мин–1
d	D	B	r	Смазка пласт.	Смазка жидкая
Средняя серия
				1,5
				1,5
				1,5
				2,5
				2,5
				2,5
				3,5
				3,5
				3,5
				3,5

 

П.8. Эскиз редуктора

 

П.9. Размерные соотношения в редукторе

 

	Обознач.	Наименование	Величина, мм
	d 1	Диаметр шестерни	Определяется расчетом
	d 2	Диаметр колеса	d 2 = u × d 1,где u = iр (iр принимается из кинематического расчета)
	aw	Межосевое расстояние	aw = 0,5(d 1+ d 2)
	b 2	Ширина зубчатого колеса	b 2 = y bd × d 1; y bd = 0,5 y ba (1+ u)
	b 1	Ширина шестерни	b 1 = b 2 + 5
	d в	Диаметр вала	d в = , где Т – крутящий момент на рассчитываемом валу, Нм; [ t ] =(12...15) МПа – допускаемое касательное напряже­ние
	δ	Толщина стенки корпуса	δ = 2,6 , где Т II –крутящий момент на II –м валу, Н×м
	r	Зазор между зубчатым колесом и стенкой корпуса	r = 1,2 δ
	d п	Диаметр опорной части вала (под подшипники)	d п = d в– (3...5)
	В	Ширина подшипника	Выбирается по диаметру опорной части вала d п для подшипников средней серии (приложение П. 7)
	r п	Расстояние от торца подшипни­ка до стенки корпуса редуктора, мм	r п = (3…6)
	d о1	Диаметр отверстий под крепежные болты	d О1= (0,5...0,6)(0,036 aw +12)
	d о2	Диаметр отверстий под крепежные болты	d о2= (1,2...1,5) d o1
	f 1	Ширина фланцев между крышкой и картером корпуса	f 1 = 2,5 d o1
	f 2	Ширина опорного фланца корпуса	f 2 = 2,5 d o2
	h	Толщина фланца	h = 1,5 δ
	k 1	Расстояние от оси отверстия до торца фланца	k 1 = f 1
	k 2	Расстояние от оси отверстия до торца фланца	k 2 = f 2
	d к	Диаметр концевой части вала	Выбирается по приложению П.6
	l к	Длина концевой части вала	Выбирается по приложению П.6
	l 1	Расстояние от вращающейся детали до выступающей части крышки	l 1 = δ

 

П.10. Оформление титуль­ного листа пояснительной записки

 

 

 

П.11. Основные надписи на листах пояснительной записки