Університету цивільного захисту України

ПРИКЛАДНА МЕХАНІКА

РОЗДІЛ «ДЕТАЛІ МАШИН»

Методичні вказівки до виконання

Курсової роботи

«РОЗРАХУНОК ТА ПРОЕКТУВАННЯ КОРОБКИ ВІДБОРУ ПОТУЖНОСТІ ПОЖЕЖНОГО АВТОМОБІЛЯ»

Харків 2009

Друкується

за рішенням кафедри

прикладної механіки УЦЗУ.

Протокол від 25.05.2009 р. № 32.

 

Укладачі: І.В.Міщенко, С.О.Вамболь, Г.О.Чернобай

 

 

Рецензенти: 

 

Прикладна механіка. Розділ «Деталі машин». Методичні вказівки до виконання курсової роботи «Розробка та проектування коробки відбору потужності пожежного автомобіля» /Уклад. І.В.Міщенко, С.О.Вамболь, Г.О.Чернобай.- Х.: УЦЗУ, 2009.-76 с.

 

Викладено методику виконання курсової роботи «Розробка та проектування коробки відбору потужності пожежного автомобіля», яка складається з розрахункової та графічної частин.

для курсантів, студентів і слухачів відповідно до програми вищої освіти у напрямах «Пожежна безпека», «Цивільний захист», «Охорона праці». Може бути корисним під час аудиторних занять та для самостійної роботи.

 

 

Відповідальний за випуск І.В.Міщенко

 

© Університет цивільного захисту України, 2009

1. коробка відбору потужності пожежного автомобіля ТА ЇЇ КОНСТРУКТИВНА ОСОБЛИВІСТЬ

 

Спеціальний агрегат, встановлений на автомобіль, відносить цей автомобіль до категорії спецтехніки або спецмашин (автокрани, пожежні, дорожньо-прибиральні, дорожньо-ремонтні, комунальні машини, машини для обслуговування нафто- та газопромислів і багато інших). Для виконання поставлених завдань спецтранспорту потрібна передача крутного моменту від двигуна до виконавчого механізму. Цю роль грає коробка відбору потужності (далі КВП), яка використовується на автоцистернах, автокранах, комунальних машинах і іншій спецтехніці. КВП встановлюються на шасі автомобіля в такому місці, де можливе зачеплення її зубчастого колеса із зубчастим колесом трансмісії автомобіля, що дозволяє через низку деталей – зубчастих колес, валів, муфт, фланця або карданних валів передати крутний момент (потужність) від двигуна до виконавчого механізму. Для кожної марки автомобіля виробляються свої моделі КВП, які встановлюються на шасі автомобілів КамАЗ, ЗиЛ, МАЗ, КрАЗ, ГАЗ, УралАЗ, тракторів і різних механічних пристроїв. Системи дозволяють відбирати різну потужність (в межах потужності двигуна транспортного засобу), забезпечуючи різну частоту обертання вихідних елементів КВП.

Виконуючи функцію джерела рушійної сили для спеціальних механізмів автомобіля, КВП з упевненістю може бути названа серцем спецтехніки.

Необхідною умовою успішного гасіння пожежі є своєчасна подача вогнегасної речовини, що досягається завдяки встановленню на пожежних автомобілях відцентрових насосів. Робота насосів, в свою чергу, залежить від роботи КВП, яка установлюється на КПП автомобіля або роздавальну коробку залежно від конструкції трансмісії базових автомобілів та вмикається з кабіни водія. Вмикання КВП буває механічним (переміщення штока з вилкою включення веденої шестірні за допомогою важеля) і пневматичним. В основному КВП працюють при русі автомобіля, але деякі коробки працюють також і при стоянці.

Як правило, КВП встановлюється замість кришки коробки передач і є двоступеневим циліндричним редуктором за розгорнутою схемою. Редуктори, виконані за цією схемою, технологічні, мають малу ширину, припускають легку та раціональну уніфікацію з іншими редукторами.

Рисунок 1.1.

 

Рисунок 1.2.

Рисунок 1.3.

 

Застосування двоступеневого редуктора пояснюється необхідністю отримання однакового напряму обертання колінчастого вала двигуна та робочого колеса насоса, а також розташуванням карданного вала трансмісії насоса, що знаходиться над рамою шасі. Відстань між осями шестерні первинного вала коробки передач або роздавальної коробки та віссю вихідного вала КВП залежить від конструктивних особливостей розташування карданної передачі до насоса. 

На Рисунках 1.1-1.3 з різних проекцій показано у розрізі зовнішній вигляд КВП, а на Рисунку 1.4 наведено схему КВП з позначенням основних деталей.

При передаточному співвідношенні більше 1 КВП є редуктором, тобто передачею, у якої на виході оберти зменшуються у порівнянні зі входом. При передаточному співвідношенні менше 1 КВП є мультиплікатором, тобто швидкість обертання вихідного вала підвищується.

1- первинний вал, 2- кришка, 3 – прокладка, 4 – корпус, 5- шестерня, 6,7,10,17,20 – підшипники, 8 – муфта, 9 – вторинний вал, 11 – кришка, 12 – сальник, 13 –фланцева муфта, 14 – рукоятка, 15 – вилка перемикання передач, 16- шестерня, 18 – кріплення осі, 19 – вісь шестерні

Рисунок 1.4.

 

Таблиця 1.1.

Номер варіанту	, об/хв	, об/хв	, кВт
1	3200	2700	68
2	3200	2700	82
3	3200	2950	82
4	3200	2950	98
5	3200	3200	98
6	3200	3200	119
7	4100	3450	119
8	4100	3450	140
9	3500	2700	68
10	3500	2700	82
11	3500	2950	82
12	3500	2950	98
13	3500	3200	98
14	3500	3200	119
15	3500	3450	119
16	3500	3450	140
17	3800	2700	68
18	3800	2700	82
19	3800	2950	82
20	3800	2950	98
21	3800	3200	98
22	3800	3200	119
23	3800	3450	119
24	3800	3450	140
25	4100	2700	68
26	4100	2700	82
27	4100	2950	85
28	4100	2950	98
29	4100	3200	98
30	4100	3200	119
31	4400	3000	119
32	4400	3000	140
33	4400	3200	140
34	4500	3200	68
35	4500	2700	82

Діапазон передаточних відношень двоступеневих редукторів сягає 40, але для пожежного автомобіля передаточне співвідношення КВП менше 3.

В Таблиці 1.1 наведені варіанти завдань до виконання курсового проекту.

Вихідними даними для виконання курсового проекту є:

 (або ) – номінальна частота обертання двигуна, об/хв;

(або ) - номінальна частота обертання насоса, об/хв;

 – потужність, яка споживається насосом, кВт;

 – кількість зуб¢їв, що має шестерня первинного вала;

 - кут профілю, градус;

 - кут нахилу зуб¢їв шестерні первинного вала, градус;

 - ширина шестерні, мм;

 =  – модуль (нормальний) зачеплення, мм;

 – відстань між осями першої та останньої шестерні, мм.

Загальними даними є: = 22 зуба, = 20^о; = 27,3^о; = 24 мм, = 4 мм.

2. РОЗРАХУНОК коробки відбору потужності

 

2.1. Кінематичний аналіз КВП

 

Основною характеристикою редуктора є передаточне відношення , яке визначається за формулою (з точністю до тисячних)

.                            (2.1)

 

Рисунок 2.1 - Кінематична схема КВП

 

Індексом 1 позначаються величини, що мають відношення до зубчастого колеса, пов¢язаного з валом двигуна, індексом 2 – до «паразитного», проміжного колеса, індексом 3 – до колеса, пов¢язаного з валом насоса.

Згідно з кінематичною схемою визначається число зуб¢їв третього колеса

.                                    (2.2)

Отримане значення кількості зуб¢їв  має бути округлено до найближчого цілого.

Для забезпечення заданої відстані  вісь, яка проходить через центри 2-го та 3-го коліс, нахилена до вертикальної осі на кут . Визначаємо число зубів проміжного колеса згідно з співвідношенням

.                 (2.3)

Для визначеності попереднє значення кута  приймається в межах 25°... 35°. Значення  має бути округлено до найближчого цілого та проведено уточнення величини кута  за формулою

.          (2.4)

Після проведених розрахунків необхідно остаточно визначити загальне передатне число редуктора  та окремі передатні числа по ступенях -  та :

, , .    (2.5)

Наступні визначення пов’язані з тим, що зубчасті колеса КВП є косозубими, і це потребує додаткових розрахунків.

· Ділильний кут профілю в торцевому перерізі , градус:

.                         (2.6)

· Кут зачеплення (за умов відсутності зміщення =0, тобто коефіцієнти зміщення =0), градус:

.                                 (2.7)

· Основний кут нахилу, градус:

.                  (2.8)

Визначаємо відповідні діаметри зубчастих коліс:

· ділильні , мм:

;       (2.9)

· вершин зуб¢їв , мм:

; ; ; (2.10)

· западин зуб¢їв , мм:

; ; ;(2.11)

· основні , мм:

; ; ; (2.12)

та міжосьові відстані , мм:

.

(2.13)

Кути профілю зуба в точках на окружностях вершин , градус, визначаються за необхідності в розділі 2.2.1.

Частота обертання проміжного колеса , об/хв, визначається за формулою

.                             (2.14)

Кутові швидкості , рад/с, та крутні моменти  (Н×м, якщо потужність  має розмірність Вт, або кН×м, якщо потужність  має розмірність кВт) визначаються за відповідними формулами

; ; ,            (2.15)

; ; .               (2.16)

Коефіцієнт корисної дії передачі (зубчастої пари) приймається , тому потужність, яка підводиться до КВП, визначається за формулою

; .                      (2.17)

 

 

2.2. Розрахунок на міцність зуб¢їв зубчастих ПЕРЕДАЧ

 

Рисунок 2.2.

Терміни та позначення, що використовуються для розрахунку на міцність циліндричних передач, наведені в Додатку 4.

Під час роботи зубчастої передачі між зуб¢ями спряжених зубчастих коліс виникає сила тиску , спрямована по лінії зачеплення , яка проходить через полюс зачеплення  (Рисунок 2.2). На працездатність зуб¢їв впливають напруження згинання  в їхніх поперечних перерізах (призводить до зламу зуб¢їв) та контактні напруження  в їхніх поверхневих шарах (призводить до викришування останніх). Обидва напруження, змінні у часі, можуть бути причиною руйнування зуб¢їв внаслідок втомленості, що є небезпечним з точки зору виходу з ладу не тільки зубчастої передачі, а й валів і підшипників. Розрахунок зуб¢їв закритих передач проводять на контактну міцність (основний розрахунок) та згинання (перевірочний розрахунок) згідно з ГОСТ 21354-87 [1].

 

2.2.1.РОЗРАХУНОК НА контактну міцність зубчастої передачі

 

Розглядається визначення контактного напруження в полюсі зачеплення 2-го та 3-го зубчастих коліс за формулою

,   (2.18)

в якій  та  - відповідно спеціальні та загальні коефіцієнти для розрахунку на контактну міцність, на що вказує наявність літери  в позначенні коефіцієнтів,  - ширина 3-го колеса, яка приймається рівною , мм,  - окружна сила на ділильному циліндрі, Н, визначається за формулою (крутний момент  має розмірність Н×м, діаметр ділильного кола  - мм, що зумовлює появу множника 10³)

               (2.19)

Коефіцієнт, що враховує механічні властивості спряжених 2-го та 3-го зубчастих коліс, , Па^1/2, визначається

.               (2.20)

За умов  та =0,3 приймають , що для сталі при =2,1×10⁵ МПа остаточно дає »190×10³ Па^1/2.

Коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь зуб'їв в полюсі зачеплення, , визначається за формулою (якщо )

.                  (2.21)

Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній, , залежить, по-перше, від коефіцієнту торцевого перекриття , по-друге, від коефіцієнту осьового перекриття . Для визначення першого з них потрібно зробити певні попередні розрахунки, а саме визначити кути  профілю зуба в точках на окружностях вершин

, .        (2.22)

Далі визначаються складові коефіцієнту торцевого перекриття, сума яких і дає остаточне значення

, , (2.23)

.

Коефіцієнт осьового перекриття  (  - осьовий крок, мм) є добавкою, на яку збільшується загальний коефіцієнт перекриття,

, де , .           (2.24)

З урахуванням отриманих значень визначається сумарний коефіцієнт перекриття . Для косозубих передач коефіцієнт

, для ;     (2.25)

, для .

Окружна швидкість обертання зубчастих коліс  та , м/с ( ,  - в мм, ,  - в об/хв.) на ділильному колі за умов відсутності ковзання має бути однаковою , хоча деякі неістотні розбіжності можуть бути внаслідок похибок округлення. Залежно від швидкості (15£ £30 м/с для косозубої передачі) за нормами плавності обирається 7-ий ступінь точності (за ГОСТ 1643-81) та в подальшому позначається =7.

Коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі та модифікації профілю головок зуб¢їв, для косих зуб¢їв при твердості зубчастих коліс  і  дорівнює =0,004. Коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення зуб¢їв 2-го та 3-го коліс, , обирається за Таблицею 2.1.

Таблиця 2.1.

Модуль , мм	Ступінь точності за нормами плавності
	5	6	7	8	9	10
До 3,55	28	38	47	56	73	100
3,55….10	31	42	53	61	82	110
Вище 10	37	48	64	73	100	135

 

Твердість зубчастих коліс визначається в одиницях  (твердість за Бринеллем, розмірність – Па),  (твердість за Віккерсом, розмірність – Па),  (твердість за Роквеллом, безрозмірна величина). Питома окружна динамічна сила  має розмірність Н/мм (  - м/с,  - мм) і використовується при обчисленні динамічної добавки

, .    (2.26)

Остання, в свою чергу, необхідна для визначення коефіцієнта, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні, . Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зуб¢ями, , визначається відповідно до окружної швидкості та ступеня точності  з графіку на Рисунку 2.2.

 

Рисунок 2.2.

 

Для розрахунку коефіцієнта, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, , необхідно визначити коефіцієнти ширини зубчастого вінця відносно діаметрів

, .                   (2.27)

Зважаючи на отримані значення та твердість зубчастих коліс (  і ), а також їхнє розташування відносно опор (симетричне), можна користуватися методикою визначення зазначеного коефіцієнта з графіка на Рисунку 2.3.

 

 

Рисунок 2.3.

 

 

Отже, розрахунки всіх коефіцієнтів, необхідних для обчислення контактного напруження в полюсі зачеплення, на цьому завершено, що дозволяє за формулою (2.18) визначити .

 

 

2.2.2. РОЗРАХУНОК НА міцність зубчастої передачі

ПРИ ЗГИНАННІ

 

Розглядається визначення напруження згину зуб¢їв 2-го та 3-го зубчастих коліс за формулою

, (2.28)

в якій  та  - відповідно спеціальні та загальні коефіцієнти для розрахунку на міцність при згинанні, на що вказує наявність літери  в позначенні коефіцієнтів,  - ширина зубчастого вінця, мм,  - окружна сила на ділильному циліндрі, Н, визначається за формулою (2.19),  – модуль (нормальний) зачеплення, мм. Очевидно, при підстановці величин саме в такій розмірності ми отримаємо напруження  в Н/мм² або МПа.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба та концентрацію напружень, , визначається для 2-го та 3-го коліс без зміщення ( =0) наближено за формулами

, ,      (2.29)

де  - еквівалентна кількість зуб¢їв для кожного колеса

, .               (2.30)

Як бачимо, коефіцієнт  залежить від кількості зуб¢їв на певному зубчастому колесі, що необхідно враховувати при остаточному розрахунку напруження .

Коефіцієнт, який враховує нахил зуба, , для косозубих коліс

,                          (2.31)

де  - кут нахилу зубів шестерні первинного вала, градус.

Коефіцієнт, що враховує перекриття зуб¢їв, , для прямозубої передачі під час попередніх розрахунків приймається . Для косозубих передач

 при <1;  при ³1.  (2.32)

Для розрахунків у формулах (2.31) і (2.32) необхідно скористатися значеннями  та , отриманими за формулами (2.23) та (2.24).

Коефіцієнт, що враховує вплив прояву похибок зачеплення на динамічне навантаження, для косозубих і шевронних передач =0,006. Коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення зуб¢їв 2-го та 3-го колеса, , обирається за Таблицею 2.1.

 

Рисунок 2.4.

 

 

Питома окружна динамічна сила  має розмірність Н/мм (  - м/с,  - мм) і використовується при обчисленні динамічної добавки

, .  (2.33)

Остання, в свою чергу, необхідна для визначення коефіцієнта, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні, . Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зуб¢ями, , визначається відповідно до ступеня точності  

.               (2.34)

Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній,  ( , ), залежить від коефіцієнтів ,  (2.27) і визначається з графіка на Рисунку 2.4.

Отже, розрахунки всіх коефіцієнтів, необхідних для обчислення контактного напруження в полюсі зачеплення, на цьому завершено, що дозволяє за формулою (2.28) визначити . Слід зауважити, що через явну залежність коефіцієнта  від кількості зуб¢їв, необхідно визначити  для 2-го колеса, а потім  для 3-го.

 

 

2.3. ВИЗНАЧЕННЯ ДОПУСТИМИХ НАПРУЖЕНЬ

 

Допустиме напруження на контактну витривалість

,                       (2.35)

де  - границя контактної витривалості поверхонь зуб¢їв, яка відповідає базовій кількості циклів навантаження (визначається за Таблицею 2.2),  - коефіцієнт безпеки,  - коефіцієнт довговічності.

Коефіцієнт довговічності, що враховує вплив терміна служби та режиму навантаження передачі, змінюється в межах 0,9≤ ≤2,8 залежно від типу навантаження (змінне або постійне), кількості циклів навантаження та виду зміцнення поверхонь зуб¢їв. Через значне (на порядки) перевищення еквівалентної кількості циклів навантаження базової кількості циклів в розрахунках КВП величина приймається =1. Коефіцієнт безпеки для коліс з однорідною структурою матеріалу =1,1; для коліс з поверхневим зміцненням зуб¢їв =1,2.

 

Таблиця 2.2.

Спосіб термічної або хіміко-термічної обробки зуб¢їв	Твердість поверхонь зуб¢їв ( , , )	Група сталі	, МПа
Відпал, нормалізація або поліпшення	≤ 350	Сталі вуглецеві та леговані	=2× +70
Об’ємний гарт	= 38…50		= 18× +150
Поверхневий гарт	= 40…50		= 17× +200
Цементація або нітроцементація	≥ 56	Сталі леговані	=23×
Азотування	= 550…750		= 1050

 

Співвідношення між твердостями, що виражені в одиницях , , , визначається за графіками на Рисунку 2.5.

Залежно від виду термічної або хіміко-термічної обробки використовують наступні сталі для виготовлення зубчастих коліс:

· Відпал, нормалізація або поліпшення - середньовуглецеві Ст5, Ст6; вуглецеві конструкційні 40, 45, 50, 50Г, 50Г2; леговані 40Х, 45Х, 45ХН;

· Об’ємний гарт - вуглецеві або леговані зі змістом вуглецю 0,35…0,5% (45, 40Х, 40ХН, 45ХН, 30ХГСА);

· Поверхневий гарт - леговані 40Х, 45Х, 45ХН;

· Цементація – леговані 20Х, 12ХН3А, 18ХГТ, 25ХГТ, 20Х24А, або нітроцементація – леговані 25ХГМ, 25ХГТ;

· Азотування – леговані 38ХМЮА, 38ХЮА, 30ХВФЮА.

 

 

Рисунок 2.5.

 

Допустиме напруження при розрахунку зуб¢їв на витривалість по згинанню

,                   (2.36)

де  - границя витривалості зуб¢їв при згинанні, яка відповідає базовій кількості циклів навантаження (визначається за Таблицею 2.3),  - коефіцієнт безпеки,  - коефіцієнт довговічності,  - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання навантаження (при односторонньому =1, в решті випадків =0,65…0,9.

Коефіцієнт довговічності, що враховує вплив терміна служби та режиму навантаження передачі, змінюється в межах 0,9≤ ≤2,1 залежно від типу навантаження (змінне або постійне), кількості циклів навантаження та виду зміцнення поверхонь зуб¢їв. Через значне (на порядки) перевищення еквівалентної кількості циклів навантаження базової кількості циклів в розрахунках КВП величина приймається =1. Коефіцієнт безпеки =1,7…2,2, для усіх способів термічної або хіміко-термічної обробки зуб¢їв =1,75, окрім нітроцементації, для якої =1,55.

 

Таблиця 2.3.

Спосіб термічної або хіміко-термічної обробки зуб¢їв	Твердість зуб¢їв ( , , )		, МПа
	на поверхні	всередині
Цементація легованих сталей	= 57…63	= 32…45	950
Нітроцементація легованих сталей	= 57…63	= 32…45	1000
Гарт при нагріві ТВЧ по всьому контуру	= 48…60	= 25…40	600…900
Нормалізація або поліпшення	= 180…350	= 180…350	= 1,35× +100
Азотування легованих сталей	= 550…950	= 24…40	= 12× +300 (для середини)

 

Провівши розрахунки допустимих напружень  і  для певного способу термічної або хіміко-термічної обробки зуб¢їв та їхніх поверхонь, необхідно провести зіставлення з ними відповідних розрахункових ,  і . У випадку неперевищення допустимих напружень забезпечується витривалість зуб¢їв по контакту та при згинанні.

3. КомпоновУВАННЯ зубчастої передачі КВП

 

Зубчасті колеса КВП закріплюються на валах (1-е та 3-є) і на осі (2-е). Вали сприймають дію напружень згинання та кручення, осі – тільки згинання. Попереднє визначення діаметра вала, необхідне для виконання ескізу вала та подальшого основного розрахунку, проводять за допомогою емпіричних залежностей або за умовним розрахунком на кручення. Останній варіант обирають за умов невизначеності розмірів вала по довжині, коли не можуть бути обчислені згинальні моменти. Умова міцності на кручення

,                   (3.1)

звідки

.                               (3.2)

У формулах (3.1), (3.2)  - крутильний момент, Н×м;  - потужність, кВт;  - частота обертання, об/хв.;  - діаметр вала, мм;  - умовні допустимі напруження при крученні, МПа;  - коефіцієнт. Внаслідок неврахування за цією методикою згину величину  беруть заниженою. Часто приймають =15…35 МПа, тоді відповідні »150…110.

Під час проектування КВП приймається більш вузький інтервал значень коефіцієнта , тоді попередній діаметр вихідного вала , мм, визначають з розрахунку на кручення в місці установки підшипників за формулою

,                     (3.3)

в якій  – потужність, яка споживається насосом, кВт;  - номінальна частота обертання насоса, об/хв. З отриманого діапазону значень обирають таке, яке відповідає внутрішньому діаметру підшипників. Для останніх, починаючи з діаметра 20 мм, кожний наступний збільшується на 5 мм (25, 30, 35….), тому  має бути кратним 5. Величина  є основою для визначення наступних геометричних розмірів.

Значення діаметра вихідного вала під зубчастим колесом визначається зі співвідношення , мм. Остаточний вибір здійснюється з конструктивних міркувань.

Для зубчастих коліс з маточиною (ступица, рос.), що виступає, визначають:

діаметр маточини –

, мм;                     (3.4)

довжина маточини –

, мм.                    (3.5)

Діаметр осі, на якій встановлене проміжне зубчасте колесо 2, визначається зі співвідношення , мм. Обране значення має бути кратним 5 через умови встановлення підшипників.

Значення діаметра осі під зубчастим колесом визначається зі співвідношення , мм.

Для зубчастих коліс з маточиною, що виступає, визначають:

діаметр маточини –

, мм;                     (3.6)

довжина маточини  дорівнює довжині маточини , що пов¢язано з конструктивними особливостями редуктора.

При компонуванні вихідного вала використовують радіальні шарикопідшипники середньої або важкої серії, для осі проміжного колеса – радіально-упорні шарикопідшипники або конічні роликопідшипники. За умов внутрішнього розміщення підшипників в маточині зубчастого колеса величина  визначається з урахуванням габаритних розмірів підшипників.

Діаметр вхідного вала КВП приймається відомим за наявною коробкою передач.

Відстань між внутрішньою поверхнею стінки корпусу та зубчастим колесом:

, мм,                        (3.7)

де

, мм,                      (3.8)

– товщина стінки корпусу, яка не перевищує 6 мм. Розглядаючи відстань між колесом 3 та поверхнею стінки, замість  треба підставляти .

Під час роботи передачі рухомі деталі не повинні торкатися одна одної та стінок корпусу.

Схему компоновки зубчастої передачі КВП виконують на міліметровому папері формату А2 у масштабі 1:1. Остаточне конструювання вала виконується після його перевірочного розрахунку, а також вибору та розрахунку підшипників.

 

4. Перевірочний розрахунок вихідного вала

 

Для повністю спроектованого вала уточнюють розрахункову схему та проводять розрахунки на статичну міцність, жорсткість та витривалість.

Вали взаємодіють з насадженими на них деталями та підшипниками. Фіксацію цих деталей для запобігання провороту здійснюють шпонковими, зубчастими (шліцьовими) з’єднаннями та сполученням з гарантованим натягом. Умови зборки на одному валу деталей з різними посадками та типами з’єднань, а також вимоги до осьової фіксації деталей зумовлюють необхідність ступінчастої компоновки вала.

Розрахункові схеми валів та осей редукторів представляють у вигляді ступінчастих або гладких балок на шарнірних опорах. Підшипники, які водночас сприймають осьове та радіальне навантаження, замінюють на шарнірно нерухомі опори, а підшипники, що сприймають тільки радіальне навантаження – на шарнірно рухомі опори. Для радіальних шарикових підшипників положення опори приймають всередині ширини підшипника. Навантаження, що передається валам і осям з боку насаджених на них деталей, приводять до центру з’єднання у вигляді зосередженого крутильного моменту , окружної , радіальної  та осьової  сил. Індексація відповідних сил зумовлена зв’язком окружної сили з крутильним моментом (torsion – кручення), словами radial – радіальний, axis - вісь.

 

4.1. ОСНОВНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛА

 

Для основного розрахунку валів та осей необхідно обчислити згинальні та крутильні моменти в небезпечних перерізах. При розрахунку валів будують епюри цих моментів. При дії на вал навантаження в різних площинах їх зазвичай розкладають на дві взаємно перпендикулярні площини, в кожній з яких розглядаються дії відповідних сил. Небезпечний переріз визначається епюрами моментів, розмірами перерізів вала та концентрацією напружень.

 

 

Рисунок 4.1.

 

 

На Рисунку 4.1 наведено схему навантаження вала, для якої вводяться наступні позначення:

 і  - шарнірні опори, в яких визначаються опорні реакції , , Н, - в горизонтальній площині, , , Н, - у вертикальній площині, , , Н, - результуючі;

 - крутильний момент, який передається на муфту, Н×м;

 - окружна сила (визначається за формулою (2.19)), Н;

 - радіальна сила, Н;             (4.1)

 - осьова сила, Н.                 (4.2)

Геометричні розміри  і  - відстань між відповідною опорою (  і ) і центром 3-го колеса, визначається безпосередньо з робочого креслення КВП, їхня сума , а також  - ділильний діаметр 3-го колеса, який визначено за формулою (2.9). В подальших розрахунках необхідно підставляти вказані розміри в метрах.

Розглянемо вертикальну площину (Рисунок 4.1), в якій діють сили  та . Дію сили  можна замінити зосередженим моментом , Н×м, ( , Н, , мм)

.                         (4.3)

Реакції опор визначаються (в подальших розрахунках всі величини підставляються в розмінностях системи )

, .           (4.4)

Виходячи з отриманих виразів, за будь-яких умов >0, тобто вертикальна складова реакції  є додатною. Стосовно  є варіанти, які залежать від співвідношення доданків  і . Якщо перший більше другого, >0 (додатна), якщо навпаки - <0 (від’ємна). В останньому випадку необхідно на схемі замінити напрям дії вказаної сили на протилежний.

 

 

Рисунок 4.2.

 

 

Рисунок 4.3.

Згинальні моменти  визначаються при аналізі стану від опори  до опори , що відображається у побудові відповідної епюри.

, .   (4.5)

Як бачимо, в перерізі, через який проходить дія сили  та прикладається момент  (вісь симетрії 3-го колеса), на епюрі моменту  з’являється злам і стрибок на величину моменту . Максимальне значення  (найнебезпечніший переріз).

На Рисунках 4.2 і 4.3 показані відповідні схеми навантаження та епюри, що відповідають двом вищевказаним варіантам розрахунків.

Розглянемо горизонтальну площину (Рисунок 4.1), в якій діє сила . Реакції опор визначаються

, .                   (4.5)

Виходячи з отриманих виразів, за будь-яких умов >0, >0, тобто горизонтальна складова реакції  та  є додатною. Згинальні моменти  визначаються при аналізі стану від опори  до опори , що відображається у побудові відповідної епюри (Рисунок).

Як бачимо, в перерізі, через який проходить дія сили  (вісь симетрії 3-го колеса), на епюрі моменту  з’являється злам і момент досягає максимального значення (найнебезпечніший переріз)

.                     (4.6)

Сумарні опорні реакції визначаються за формулами

, .         (4.7)

Максимальний сумарний згинальний момент , Н×м, обчислюється для найнебезпечнішого перерізу за формулою

.                        (4.8)

На вал між центром 3-го колеса та муфтою діє крутильний момент , Н×м. Між опорами  і  його епюра на ділянці довжиною  має вигляд прямокутника з висотою .

 

 

Рисунок 4.4.

 

 

Для розрахунку вала використовується 3-я теорія міцності, на основі якої еквівалентний (приведений) момент , Н×м, визначається за формулою

.                    (4.9)

При побудові епюр слід пам’ятати, що епюра приведених моментів має нелінійний характер. Нелінійна й епюра сумарних згинальних моментів на ділянках, де  та  змінюються за різними законами. Для спрощення побудови епюр моменти обчислюються в окремих характерних точках (на опорах, в точках прикладення сил і моментів). На ділянках між цими точками епюри апроксимуються прямолінійними відрізками.

Визначивши небезпечний переріз, обчислюють в ньому розрахунковий діаметр вала , мм, який за умовами міцності має не перевищувати величину

,                     (4.10)

де  необхідно підставляти в розмірності Н×мм, , МПа, визначається за даними Таблиці 4.1 , в якій наведені середні значення допустимих напружень для валів, МПа.

 

Таблиця 4.1.

Матеріал вала
Сталь вуглецева	400 500 600 700	70 75 95 110	40 45 55 65
Сталь легована	800 1000	130 150	75 90

 

 

4.2. РОЗРАХУНОК ВАЛА НА ВИТРИВАЛІСТЬ

 

Перевірка здійснюється тільки після попереднього оформлення креслення. Це викликано тим, міцність вала при втомленості визначається низкою факторів, які характеризують його геометрію, шорсткість поверхні, наявність концентраторів напружень.

Перевірка, яка є остаточною та основною, проводиться тільки для найнебезпечніших перерізів. Під час перевірки визначається розрахунковий коефіцієнт запасу по витривалості, який порівнюється с допустимим. В Таблиці 4.2 наведені характеристики основних марок сталей, які використовуються для виготовлення валів. Для відповідальних валів застосовують сталі 45, 50, 40Х з термічним поліпшенням (гарт з високим відпуском). Для відповідальних важко навантажених валів, які повинні мати невеликі габарити, застосовують леговані сталі 40ХН, 30ХГС тощо. Термообробка – поліпшення, гарт ТВЧ.

 

Таблиця 4.2.

Марка сталі	Діаметр вала	, МПа	, МПа	, МПа	, МПа	, МПа
Сталь 40	5 <	610	360	210	270	150	0,15	0,08
40Х 40ХН	5 <	1000	800	480	450	250	0,22	0,1

Як завжди,  - нормальні,  - дотичні напруження. Коефіцієнти запасу для відповідних напружень

, . (4.11)

При одночасній дії нормальних і дотичних напружень загальний коефіцієнт запасу

.                      (4.12)

В Таблиці 4.2 та наведених формулах  - границя витривалості гладкого зразка при симетричному циклі напружень згинання;  - границя витривалості гладкого зразка при симетричному циклі напружень кручення; ,  - амплітуда номінальних напружень відповідно згинання та кручення; ,  - середні значення номінальних напружень; ,  - сумарні коефіцієнти, які враховують вплив усіх факторів на опір втомленості при згинанні та крученні; ,  - коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу напружень при згинанні та крученні. Для сталі =0,02+2×10^-4 , =0,5 .

 

Рисунок 4.5.	Рисунок 4.6.

 

Напруження згину в валах змінюються за симетричним знакозмінним циклом (Рисунок 4.5), для якого характеристики циклу

; ; . (4.13)

Напруження кручення має пульсуючий від нуля характер (віднульовий цикл, Рисунок 4.6), для якого характеристики циклу

; ; .        (4.14)

 

У співвідношеннях (4.13), (4.14) , , м³, - осьовий і полярний моменти опору перерізу вала.

Амплітуда та середні значення номінальних напружень згинання визначаються за формулами

, .        (4.15)

Аналогічно, замінивши в формулах (4.15) позначення  на , обчислюють характеристики напружень при крученні.

При визначенні певних напружень характеристики перерізу  і  розраховують з урахуванням ослаблення вала шпонками, шліцами тощо. Для валу суцільного перерізу при діаметрі

, .                    (4.16)

В перерізі суцільного вала за наявності шпонкового пазу (Рисунок 5.2, Таблиця 5.1) ослаблення відображається у наступних формулах

, ,   (4.17)

де  - ширина шпонкового пазу,  - глибина пазу на валу.

Коефіцієнти ,  визначаються

, ,     (4.18)

де  - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (Таблиця 4.2);  - коефіцієнт впливу шорсткості поверхні (для шліфованої поверхні =1);  - коефіцієнт впливу зміцнення, який вводиться для валів з поверхневим зміцненням (Таблиця 4.4); ,  - ефективні коефіцієнти концентрації напружень (за наявності галтелі, виточки, поперечного отвору, шпонкової канавки, для шліцьових валів) (Таблиця 4.3).

 

Таблиця 4.2.

Напружений стан	Матеріал	Значення  при діаметрі вала, мм
		30	40	50	70
Згинання	Вуглецева сталь	0,88	0,85	0,81	0,76
Згинання, кручення для всіх видів сталі	Високоміцна легована сталь	0,77	0,73	0,70	0,65

 

Таблиця 4.3.

, МПа	для валів зі шпонками	для валів зі шпонками
500 600 700 800 900 1000	1,6 1,75 1,9 2,05 2,2 2,3	1,4 1,5 1,7 1,9 2,0 2,2

 

Таблиця 4.4.

Вид зміцнення	Зразок з концентрацією напружень
Гарт ТВЧ вуглецевих і легованих сталей	1,5…2,5
Азотування при глибині шару 0,1…0,4 мм	1,3…2,0
Цементація при товщині шару 0,2…0,6 мм	1,2…2,0

 

Після визначення всіх коефіцієнтів, обчислення параметрів циклічних напружень розраховують коефіцієнт запасу  і порівнюють з допустимим =1,5…2,5. Часто до вала висувають підвищені вимоги по жорсткості. До таких валів відносяться, наприклад, вали коробок швидкостей, вали швидкісних ступенів редукторів. В таких випадках ³2,5…3.

 

 

4.3. РОЗРАХУНОК сполучень ВАЛ-МАТОЧИНА

 

Сполучення вал-маточина зубчастих і черв’ячних колес відноситься до з’єднань деталей, які охоплюють одна óдну. При встановленні колес на валах необхідно забезпечити надійне базування колеса на валу і передачу крутильного моменту від колеса до вала або від вала до колеса. Тому в цьому розділі розглядаються шпонкові та шліцьові з’єднання.

 

5. РОЗРАХУНОК ШПОНКОВОГО З'ЄДНАННЯ

 

	В більшості випадків в редукторах для кріплення колес і муфт на валах застосовують ненапружені призматичні шпонки (на Рисунку 5.1 показано частину вала зі шпонкою). Шпонка перешкоджає відносному повороту або пересуванню сполучених деталей, при цьому передає крутний момент від вала до маточини або навпаки. Матеріал шпонок – сталь 45 або Ст6 з границею міцності =590…750 МПа.
Рисунок 5.1.

Призматичні шпонки мають прямокутний переріз з висотою  і шириною  зі співвідношенням =1:1 для валів малих діаметрів до =1:2 для валів великих діаметрів. Кінці шпонок можуть бути округленими (Рисунок 5.3, а), або плоскими (Рисунок 5.3, б). Робочими у призматичної шпонки є бокові, більш вузькі грані. Шпонку врізають у вал на глибину  (шпонковий паз у валу), та у маточину на глибину  (шпонковий паз у маточині). Між верхньою горизонтальною поверхнею шпонки та поверхнею маточини є зазор, чим і пояснюється + >  (Рисунок 5.2).

 

Рисунок 5.2.	Рисунок 5.3.

 

Основним розрахунком для призматичних шпонок є умовний розрахунок на зминання у припущенні рівномірного розподілу тиску по поверхні контакту бокових граней шпонки з валом та маточиною. Напруження  в шпонковому з¢єднанні на вихідному валу визначаються за формулою (замість загального позначення для діаметра вала  у формулах використовується позначення діаметра вихідного вала під зубчастим колесом - )

.               (5.1)

Перевірочним додатковим розрахунком є визначення напружень зрізу  в горизонтальній площині, що розділяє вал і маточину.

.                     (5.2)

В наведених формулах (5.1) та (5.2)  - крутильний момент, що передається з¢єднанням, Н×м;  - робоча довжина шпонки, мм, яка для шпонки з закругленими кінцями , а з плоскими  (  - довжина шпонки). Довжина шпонки залежить від довжини маточини, як правило, її приймають на 5...10 мм менше.

Допустимі напруження в непорушних шпонкових з¢єднаннях загального машинобудування при спокійному навантаженні пропонується приймати:

на зминання при сталевій маточини =80…150 МПа; на зріз - =60…90 МПа. Ці допустимі значення знижуються при роботі зі слабкими поштовхами на 1/3, а при ударному навантаженні – на 2/3.

Шпонки всіх основних типів стандартизовані й їхні розміри обирають за ГОСТ 23360-78 [16].

 

Таблиця 5.1.

Діаметр вала , мм	Переріз шпонки		Інтервал довжин , мм	Глибина пазу
	, мм	, мм		, мм	, мм
Більше 12 до 17	5	5	10…56	3	2,3
17 до 22	6	6	14…70	3,5	2,8
22 до 30	8	7	18…90	4	3,3
30 до 38	10	8	22…110	5	3,3
38 до 44	12	8	28…140	5	3,6
44 до 50	14	9	36…160	5,5	3,8
50 до 58	16	10	45…180	6	4,3
65 до 75	18	11	50…200	7	4,4
75 до 85	20	12	56…220	7,5	4,9

 

6. РОЗРАХУНОК ШЛІЦЬОВОГО З'ЄДНАННЯ

 

Рисунок 6.1.

 

Шліцьові з¢єднання у порівнянні зі шпонковими мають більш високу навантажувальну здатність, створюють меншу концентрацію напружень у валах, тому забезпечують більш високу витривалість останніх, створюють краще центрування деталей на валах, більш зручні для масового та серійного виробництва. Тому шліцьові з¢єднання можна розглядати як певну альтернативу шпонковим. Шліцьові з’єднання виконують з прямобічним (Рисунок 6.1, а), евольвентним (Рисунок 6.1, б) та трикутним (Рисунок 6.1, в) профілем. Для важко навантажених з’єднань найбільш поширені прямобічні з¢єднання.

Для КВП пожежного автомобіля застосовують шліцьовий вал з прямобічним профілем, для якого разом із втулкою на Рисунку 6.2 показано перерізи та зовнішній вигляд.

 

Рисунок 6.2.

 

За номінальний діаметр сполучення приймають його зовнішній діаметр, залежно від якого визначають розміри шліцьового з’єднання за ГОСТ 1139-80 [14].

Шліцьові з’єднання виходять з ладу внаслідок пошкодження робочих поверхонь зуб’їв: зминання, зносу, фреттінг-корозії, заїдання та внаслідок зламу шліцьових валів і зуб’їв. Зминання та знос в цьому випадку пов’язані з одним параметром – напруженням зминання . Це дозволяє розглядати  як узагальнений критерій розрахунку на зминання та на знос. Такий розрахунок називається спрощеним розрахунком за узагальненим критерієм.

 

Рисунок 6.3.

 

Розрахунок шліцьового з¢єднання виконують як перевірочний (по напруженнях) зминання за формулою (відповідні позначення наведені на Рисунку 6.3)

,                     (6.1)

де  - крутильний момент, що передається з¢єднанням, Н×мм;  - середній діаметр шліцьового з¢єднання, , мм;  - зовнішній діаметр, мм;  - внутрішній діаметр, мм;  - кількість шліців;  - висота поверхні контакту зубів,  мм;  - довжина поверхні контакту зубів, мм;  - висота фаски шліца, мм (подвоєне значення зумовлено наявністю фаски на валу та на втулці);  - коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження між шліцами, =0,7...0,8. За умов використання змінних у вказаних розмінностях напруження  має розмірність МПа.

Розміри та кількість зубів шліцьових з¢єднань стандартизовані, визначаються за Таблицею 6.1.

 

Таблиця 6.1.

Середня серія
6´23´28	6	23	28	6	0,3
6´26´32	6	26	32	6	0,4
6´28´34	6	28	34	7	0,4
8´32´38	8	32	38	6	0,4
8´36´42	8	36	42	7	0,4
8´42´48	8	42	48	8	0,4
8´46´54	8	46	54	9	0,5
8´52´60	8	52	60	10	0,5
8´56´65	8	56	65	10	0,5
8´62´72	8	62	72	12	0,5
10´72´82	10	72	82	12	0,5
10´82´92	10	82	92	12	0,5

 

Допустимі напруження зминання  для шліцьових з¢єднань визначаються за умов експлуатації і приймається =50 МПа.

 

7. РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

 

При курсовому проектуванні механічних передач у якості опор деталей, які обертаються, використовують стандартні підшипники кочення. При виборі підшипників необхідно прийняти до уваги не тільки конструктивні, але й економічні міркування. При внутрішньому діаметрі <55…60 мм одними з найдешевших є радіальні однорядні шарикові, завдяки чому вони є найбільш поширеними. Але заміна цих підшипників більш дорогими роликовими часто дозволяє істотно зменшити розміри та масу опорного вузла або збільшити проміжок часу між заміною підшипників.

Розглянемо на прикладі радіального однорядного шарикового підшипника (Рисунок 7.1) його загальну структуру. Підшипники кочення складаються з двох кілець (зовнішнього (1) та внутрішнього (2)), тіл кочення різної форми (шарики, ролики, голки) (3) і сепаратора (4) (може бути відсутнім у деяких типів підшипників), який відокремлює тіла кочення одне від одного, утримує їх на рівній відстані та спрямовує їхній рух. Підшипники кочення працюють переважно на тертя кочення, тому у порівнянні з підшипниками ковзання зменшуються втрати енергії на тертя та знос. Відкриті підшипники чутливі до проникнення сторонніх тіл, що може призвести до їхнього швидкого руйнування.

Рисунок 7.1.

 

Основні умовні позначення для підшипників з діаметром отвору більше 10 мм, крім підшипників з діаметрами отворів 22, 28, 32 і 500 мм, мають наступний вигляд:

 

X	XX	X	X	XХ
5	4	3	2	1

1. Діаметр отвору, два знаки, число, умножено на п’ять, дає величину внутрішнього діаметра, наприклад, 08´5=40 мм або 23´5=115 мм;

2. Серія діаметрів, один знак, 8, 9 – надлегка, 1 – особливо легка, 2 – легка, 3 – середня, 4 – важка, 5 – легка широка, 6 – середня широка;

3. Тип підшипника, один знак, наприклад:

· 0 – радіальний шариковий;

· 6 – радіально-упорний шариковий;

· 7 – роликовий конічний;

4. Конструктивне виконання, два знаки, позначають цифрами від 00 до 99;

5. Розмірна серія (серія ширини або висоти), один знак.

 

Слід зазначити, що останні нулі ліворуч в позначенні відкидаються, наприклад, підшипник 0406 перетворюється на 406. Якщо остання цифра зліва відрізняється від нуля, а після неї вони стоять, в цьому випадку всі цифри зберігаються.

Ліворуч та праворуч ставлять ще додаткові позначення, які відображають конструктивні особливості, матеріал деталей, клас точності тощо.

Сили, що навантажують підшипник, поділяють на: радіальну, що діє в напрямі, перпендикулярному до його осі; осьову, що діє в напрямі, паралельному осі підшипника. Саме співвідношення між цими силами багато в чому зумовлює вибір підшипника того чи іншого типу.

Таблиця 7.1.

Тип підшипника	Радіальні шарикові однорядні	Радіально-упорні шарикові однорядні	Роликові конічні
Радіальне навантаження	Задовільно	Задовільно	Добре
Осьове навантаження	Задовільно	Задовільно	Добре
Комбіноване навантаження	Задовільно	Добре	Відмінно
Неспіввісність отворів	Незадовільно	Незадовільно	Незадовільно
Кутовий перекіс	Незадовільно	Незадовільно	Незадовільно
Осьове зміщення	Непридатний	Непридатний	Непридатний
Висока швидкість обертання	Відмінно	Добре	Задовільно
Шумність	Відмінно	Добре	Задовільно

 

Рисунок 7.2.	Рисунок 7.3.	Рисунок 7.4.

Радіальні шарикові однорядні (Рисунок 7.2) сприймають як радіальне, так і обмежене двостороннє осьове навантаження. Радіально-упорні шарикові (Рисунок 7.3) або роликові конічні (Рисунок 7.4) використовують для сприйняття комбінованого (радіального та осьового) або тільки осьового навантаження. Характерні особливості (можливість сприйняття певного навантаження або конструктивних похибок) підшипників вказаних типів наведені в Таблиці 7.1.

Розрахунок підшипників зазвичай проводять за критерієм динамічної вантажопідйомності  і статичної вантажопідйомності , а підшипників, що обертаються з частотою <1 об/хв,- тільки за критерієм . Вірний вибір підшипників за динамічною вантажопідйомністю запобігає викришуванню від втоми робочих поверхонь бігових доріжок кілець і тіл кочення при заданому ресурсі та 90% імовірності безвідмовної роботи. Через те, що попередньо підшипники обрані за конструктивними міркуваннями, необхідно виконати перевірочний розрахунок з метою визначення ресурсу обраного підшипника для заданих умов експлуатації і порівняння з необхідним за вимогами роботи КВП.

Розрахунок проводять для підшипників, які є опорами вихідного вала, що зумовлює введення індексу 3. Довговічність підшипника визначають в годинах

,                         (7.1)

де  - довговічність, год;  - частота обертання кільця підшипника, об/хв,  - динамічна вантажопідйомність підшипника, Н;  - еквівалентне (приведене) розрахункове навантаження на підшипник, Н;  - показник ступеня, =3 для шарикопідшипників, =  для роликопідшипників.

Для однорядних радіальних шарикопідшипників, радіально-упорних шарико- та роликопідшипників  визначається за формулою

,            (7.2)

де  - радіальне навантаження на підшипник, Н;  - осьове навантаження на підшипник, Н;  - коефіцієнт радіального навантаження;  - коефіцієнт осьового навантаження;  - коефіцієнт обертання, =1 при обертанні внутрішнього кільця, =1,2 при обертанні зовнішнього кільця;  - коефіцієнт безпеки;  - температурний коефіцієнт. Наведена формула визначає вплив і суттєвість осьового навантаження. За умов відносної малості останнього у порівнянні з радіальним, розрахунок проводиться тільки по радіальному. Це призводить до =1, =0. При відносному збільшенні осьового навантаження його впливом неможливо нехтувати, що враховується коефіцієнтом , при цьому =0,56.

Для косозубої передачі обидва радіальних шарикових однорядних підшипника сприймають осьове навантаження , яке дорівнює осьовій силі  в зубчастому зачепленні. Розрахунку, схема якого наведена нижче, підлягають два підшипники, які, за нашою класифікацією, є опорами  і .

1. Для обраного підшипника визначаються: за попередніми розрахунками (Розділ 4.1)  для певної опори (  або ), ; за Таблицею 7.5 вантажопідйомність: динамічна  та статична ; показник ступеня .

2. Визначаємо коефіцієнт обертання ; коефіцієнт безпеки  (Таблиця 7.2);  температурний коефіцієнт  (Таблиця 7.3).

 

Таблиця 7.2.

Характер навантаження на підшипники
Спокійне навантаження без поштовхів	1
Легкі поштовхи. Короткочасні перевантаження до 125% номінального розрахункового навантаження.	1…1,2
Помірні поштовхи. Вібраційне навантаження. Короткочасне перевантаження до 150% номінального розрахункового навантаження.	1,3…1,5
Те ж саме, в умовах підвищеної надійності	1,5…1,8
Навантаження із значними поштовхами та вібрацією. Короткочасні перевантаження до 200% номінального розрахункового навантаження.	1,8…2,5
Навантаження з сильними ударами, короткочасні перевантаження до 300% номінального розрахункового навантаження.	2,5…3

 

Таблиця 7.3.

Робоча температура підшипника , , до	100	125	150	175	200	225	250
	1,00	1,05	1,10	1,15	1,25	1,35	1,40

3. Визначаємо відносне навантаження , для якого знаходимо відповідний допоміжний коефіцієнт  (таблиця 7.4).

Таблиця 7.4.

	0,014	0,028	0,056	0,084	0,11	0,17	0,28	0,42	0,56
	0,19	0,22	0,26	0,28	0,30	0,34	0,38	0,42	0,44
≤  , =1, =0.
> , =0,56.
	2,30	1,99	1,71	1,55	1,45	1,31	1,15	1,04	1,00

 

4. Визначаємо  і порівнюємо з .

 

Рисунок 7.5.

За результатами порівняння визначаємо  та , причому  відповідає знайденому співвідношенню . Як допоміжним, для визначення шуканого коефіцієнту , можна скористатися графіком, приведеним на Рисунку 7.5 (нагадуємо, що ).

5. Визначаємо еквівалентне динамічне навантаження , Н.

6. Проводимо розрахунок базової довговічності , год.

 

У випадку, коли підшипник не задовольняє вимогам довговічності, його необхідно замінити на підшипник більш важкої серії (наприклад, 308 на 408). Внаслідок інших габаритних розмірів підшипника це викличе зміни в компонуванні вала.

На Рисунках 7.6-7.8 наведено перерізи підшипників з позначенням певних розмірів. В Таблицях 7.5-7.7 наведено згідно з ГОСТ 8338-75 [5], ГОСТ 831-75 [6], ГОСТ 333-79 [7] основні розміри.

Радіальні шарикові однорядні (Рисунок 7.6) мають наступні габаритні та установочні розміри, розрахункові значення (Таблиця 7.5, в якій через косу лінію надаються дані відповідно для середньої та важкої серій ).

 

Рисунок 7.6.	Рисунок 7.7.	Рисунок 7.8.

 

Таблиця 7.5.

Умовне позначення	, мм	, мм	, мм	Вантажопідйомність
				Динамічна , Н	Статична , Н
Середня серія діаметрів 3 / Важка серія діаметрів 4
305 / 405	25	62 / 80	17 / 21	17600 / 29200	11600 / 20800
306 / 406	30	72 / 90	19 / 23	22000 / 37200	15100 / 27200
307 / 407	35	80 / 100	21 / 25	26200 / 43600	17900 / 31900
308 / 408	40	90 / 110	23 / 27	31900 / 50300	22700 / 37000
309 / 409	45	100 / 120	25 / 29	37800 / 60400	26700 / 46400
310 / 410	50	110 / 130	27 / 31	48500 / 68500	36300 / 53000
311 / 411	55	120 / 140	29 / 33	56000 / 78700	42600 / 63700
312 / 412	60	130 / 150	31 / 35	64100 / 85600	49400 / 71400
313 / 413	65	140 / 160	33 / 37	72700 / 92600	56700 / 79600
314 / 414	70	150 / 180	35 / 42	81700 / 113000	64500 / 107000
315 / -	75	160 / -	37 / -	89000 / -	72800 / -
316 / 416	80	170 / 200	39 / 48	96500 / 128000	81700 / 127000

 

Таблиця 7.6.

Умовне позначення	, мм	, мм	, мм	Вантажопідйомність
				Динамічна , Н	Статична , Н
Середня серія діаметрів 3
46304	20	52	15	14000	9170
46305	25	62	17	21100	14900
46306	30	72	19	25600	18700
46307	35	80	21	33400	25200
46308	40	90	23	39200	30700
46309	45	100	25	48100	37700
46310	50	110	27	56300	44800
46311	55	120	29	68900	57400
46312	60	130	31	78800	66600
46313	65	140	33	89000	76400
46314	70	150	35	100000	87000

 

Радіально-упорні шарикові однорядні (Рисунок 7.7) мають наступні габаритні та установочні розміри, розрахункові значення (Таблиця 7.6, виконання 46000).

Для вказаних підшипників товщина кілець , мм, та діаметр шарика , мм, визначається за наступними формулами

, .     (7.3)

роликові конічні (Рисунок 7.8) мають наступні габаритні та установочні розміри, розрахункові значення (Таблиця 7.7, виконання 7000).

 

Таблиця 7.7.

Умовне позначення	, мм	, мм	Ширина  /  / , мм	Вантажопідйомність
				Динамічна , Н	Статична , Н
Середня серія діаметрів 3
7305	25	62	17  / 15 / 18,25	29600	20900
7306	30	72	19  / 17 / 20,75	40000	29900
7307	35	80	21  / 18 / 22,75	48100	35300
7308	40	90	23  / 20 / 25,25	61000	46000
7309	45	100	26  / 22 / 27,25	76100	59300
7310	50	110	29  / 23 / 29,25	96600	75900
7311	55	120	29  / 25 / 31,50	102000	81500
7312	60	130	31  / 27 / 33,50	118000	96300
7313	65	140	33  / 28 / 36,00	134000	111000
7314	70	150	37  / 30 / 38,00	168000	137000

 

8. Конструювання КВП

 

В приводах, що проектуються, колеса редукторів мають відносно невеликі діаметри, їх виготовляють з круглого прокату або поковок. Зубчасте колесо складається з обода, диска, маточини (Рисунок 8.1). Маточину коліс циліндричних редукторів розташовують симетрично відносно обода.

 

Рисунок 8.1.

 

З попередніх розрахунків (Розділи 2.1, 3) нами визначені наступні параметри:

· діаметри зубчастих коліс - ділильні , мм, (2.9); вершин зуб¢їв , мм, (2.10); западин зуб¢їв , мм, (2.10);

· діаметри вихідного вала – , мм, (3.3); під зубчастим колесом , мм;

· діаметри проміжної осі - , мм; під зубчастим колесом , мм;

· діаметр маточини (для колеса на валу та осі) - , мм, (3.4); , мм, (3.6);

· довжина маточини (для колеса на валу та осі) - , мм, (3.5); , мм.

Ширина вінця , мм, та , мм, відома з вихідних даних.

На Рисунку 8.1 показано розміри основних елементів зубчастих коліс. Для коліс діаметром менше 400 мм:

, мм; , мм. (8.1)

За необхідності на диску можуть бути зроблені 4…6 отворів, що знижує масу колеса та задовольняє певним технологічним вимогам. Діаметр отвору ≥25 мм, центр отвору приблизно знаходиться посередині між зовнішньою поверхнею маточини та внутрішньою поверхнею обода. На торцях зуб¢їв є фаски розміром  з кутом =45°.

В колесах дискової конструкції симетричне відносно обода колеса розташування диска не є обов’язковим. Розташування диска у одного з торців маточини дозволяє у деяких випадках істотно зменшити розподіл навантаження по ширині вінця, а також спрощує технологію виготовлення.

Для коліс невеликого діаметра товщина диску дорівнює ширині зубчастого вінця.

 

8.1. Конструювання вала

 

Конструкція ступенів вала залежить від типу та розмірів установлених на них деталей (зубчастих коліс, підшипників, муфт) і способів закріплення цих деталей в окружному та осьовому напрямах. Способи осьової фіксації розглянуто у відповідних розділах для певних деталей. Окружне закріплення коліс, муфт і підшипників здійснюється посадками, шпонковими з’єднаннями та з’єднаннями з натягом.

 

	Перехідну ділянку вала між двома суміжними ступенями різних діаметрів виконують: а) галтеллю радіуса (галтель – поверхня плавного переходу від меншого перерізу до більшого), яка знижує концентрацію напружень в місцях переходу; б) канавкою шириною  із закругленням для виходу шліфувального кола.
Рисунок 8.2.

 

За необхідності зменшення діаметру вала виконується перехід з проточкою, а між підшипником і упором встановлюється перехідне кільце (Рисунок 8.2). Також між підшипником і колесом встановлюється розпірна втулка.

 

8.2. З’єднання зубчастих колІс з валами

 

Для з’єднання валів з деталями, що передають крутильний момент (колесами, муфтами) застосовують шпонки та посадки з натягом. В індивідуальному та малосерійному виробництві використовують головним чином призматичні шпонки. Довжину шпонки вибирають зі стандартного ряду так, щоб вона була менше довжини маточини зубчастого колеса. Переріз шпонки ( ) обирається згідно з діаметром ступеня вала (в нашому проекті це ) за Таблицею 5.1 . На креслені має бути показаним шпонковий паз (при вигляді зі сторони) або проекція шпонки (при вигляді зверху).

 

8.3. Конструювання підшипникових вузлів

 

Конструктивне оформлення підшипникових вузлів (опор) редуктора залежить від типу підшипників, схеми їхньої установки, виду закріплення редукторної пари та способу змащення підшипників і коліс.

 

Основою підшипникового вузла є підшипник. Також до комплекту деталей вказаного вузла можуть надходити деталі кріплення кілець підшипників на валу та в корпусі; кришки та компенсаторні кільця; стакани; ущільнення (зовнішні та внутрішні); регулюючі пристрої. Плаваючі вали встановлюють на плаваючі опори. У якості останніх застосовують радіальні шарикові, роликові або голчасті підшипники. В цій опорі внутрішнє кільце підшипника зафіксовано на валу й осьове пересування вала відбувається за рахунок ковзання в контакті зовнішнього кільця підшипника та корпуса. Закріплення здійснюється за рахунок установочних гайок (кращий спосіб кріплення), торцевими шайбами (Рисунок 8.3), пружинними шайбами, дистанційними втулками.

Рисунок 8.3.

 

Для фіксованих валів застосовують різні конструктивні схеми закріплення. Наприклад, одну з опор роблять фіксуючою, а другу - плаваючою. Залежно від числового значення навантаження фіксуюча опора може складатися з одного підшипника типа 0000 – радіального шарикового однорядного, типа 1000 – радіального дворядного сферичного, типа 3000 – роликового радіального дворядного сферичного, який сприймає осьове навантаження у будь-якому напрямі; з двома підшипниками, кожний з яких сприймає осьове навантаження одного напряма; з двома або трьома підшипниками, один з яких сприймає осьове навантаження, а решта – тільки осьове. Плаваюча опора компенсує похибки виготовлення і температурні деформації вала і корпуса, тому вказаний варіант розташування опор може бути застосований без обмежень відстані між опорами.

В нашому проекті для вихідного вала пропонується опору  вважати фіксуючою, опору  - плаваючою.

На проміжній осі встановлюються два радіально-упорних, або роликових конічних підшипника за схемами «врозпір» (для перших спрямування скосів на зовнішньому кільці, а для других виступ внутрішнього кільця – всередину) або «врозтяж» (навпаки, для перших спрямування скосів на зовнішньому кільці, а для других виступ внутрішнього кільця – назовні).

На складових кресленнях робочого проекту стандартами ЄСКД рекомендується ряд деталей зображати спрощено, в тому числі підшипники кочення. В навчальних проектах такі спрощення неприпустимі. В зв’язку з цим підшипники показують в розрізі, але при цьому сепаратори не показують.

 

 

8.4. Кріплення кришок

 

Для герметизації підшипникових вузлів редуктора, осьової фіксації підшипників і сприйняття осьового навантаження застосовують кришки, які виготовляються двох типів – торцеві та врізані. Торцеві кришки є стандартним виробом і виконуються для двох діапазонів діаметрів: від 47 до 100 мм - згідно з ГОСТ 13219.1 «Крышки торцовые глухие низкие диаметром от 47 до 100 мм корпусов подшипников качения. Конструкция и размеры» та згідно з ГОСТ 13219.3 «Крышки торцовые глухие высокие диаметром от 47 до 100 мм корпусов подшипников качения. Конструкция и размеры»;

 

Рисунок 8.4.

· від 110 до 400 мм - згідно з ГОСТ 13219.2 «Крышки торцовые глухие низкие диаметром от 110 до 400 мм корпусов подшипников качения. Конструкция и размеры» та згідно з ГОСТ 13219.4 «Крышки торцовые глухие высокие диаметром от 110 до 400 мм корпусов подшипников качения. Конструкция и размеры».

 

Рисунок 8.5.

 

На Рисунку 8.4 показано зовнішній вигляд (у двох проекціях) торцевої кришки при діаметрі від 62 до 100 мм (для діаметрів 47 мм та 52 мм зовні кришки відрізняються, маючи фронтальною проекцією практично квадрат, але в проектуванні КВП вони через свої розміри не застосовуються).

Для кришок, починаючи з діаметра =110 мм, на Рисунку 8.5 показано зовнішній вигляд (у двох проекціях). Наведено варіант кріплення кришки шістьма болтами, для варіанту з чотирма болтами (залежно від діаметру ) необхідно зробити певні зміни в розташуванні отворів під болти.

Відповідно до вказаних позначень на Рисунку 8.4 в Таблиці 8.1 наведено розміри, мм, кришок. За необхідності в чисельнику надані розміри для високих кришок (позначення ГВ), у знаменнику – для низьких (позначення ГН). У випадку збігання певних розмірів вони не дублюються. Глибина отвору під шайбу =1 мм. Кількість гвинтів для кріплення кришок при діаметрі отвору =47…100 мм, який закриває кришка, приймається =4.

Таблиця 8.1.

Позначення кришки
ГВ 62 / ГН 62	62	80	55	85	9	18	18 13	4	6	8 3	13  8	5	10,5
ГВ 72 / ГН 72	72	90	65	98			19 13			9 3	14  8
ГВ 80 / ГН 80	80	100	72	110			20 13			10 3	15  8
ГВ 85 / ГН 85	85	105	78	115			22 13			12 3	17  8
ГВ 90 / ГН 90	90	110	80	125	11	20	26 16	5	7	14 4	20 10	6	12,0
ГВ 100 / ГН 100	100	120	90	135			27 16			15 4	21 10		12,5

 

Таблиця 8.2

Позначення кришки
ГВ 110 / ГН 110	110	130	100	155	11	20	2 8 16	5	7	16  4	22 10	6	4
ГВ 120 / ГН 120	120	145	110	175	13	24	2 9 17		9	15  3	22 10	7
ГВ 125 / ГН 125	125	150	116	180			34 21			2 0  7	27 14
ГВ 130 / ГН 130	130	155	118	185			34 21	6		19  6	27 14
ГВ 140 / ГН 140	140	165	128	195			3 6 21			21  6	2 9 14
ГВ 150 / ГН 150	150	180	138	210			3 7 21			22  6	30 14
ГВ 160 / ГН 160	160	190	148	220			36 21			21  6	2 9 14		6
ГВ 170 / ГН 170	170	200	158	230			36 21			21  6	2 9 14

 

Відповідно до вказаних позначень на Рисунку 8.5 в Таблиці 8.2 наведено розміри, мм, кришок. За необхідності в чисельнику надані розміри для високих кришок (позначення ГВ), у знаменнику – для низьких (позначення ГН). У випадку збігання певних розмірів вони не дублюються. Глибина отвору під шайбу =1 мм. Кількість гвинтів  для кріплення кришок наведено в останній колонці Таблиці 8.2.

 

Діаметр нарізки кріпильного болта приймається на 1 мм менше від діаметру отвору .

 

Схема кріплення гвинтових з’єднань наведена на Рисунку 8.6, числові значення – в Таблиці 8.3. Слід зауважити, що існують болти з крупним і дрібним кроком нарізки, а також з шестигранною головкою (за ГОСТ 7798-70 [11]) і шестигранною зменшеною головкою (за ГОСТ 7796-70). В Таблиці 8.3 наведені дані для перших з вказаних болтів. Крок нарізки  (крупний) пов'язаний з діаметром  приблизною формулою , звідки . Якщо крок  менше цього значення, він вважається дрібним.

 

Рисунок 8.6.

 

Глибина загвинчування в чавун , в сталь . Розмір .

 

 

Таблиця 8.3.

Параметр	Діаметр нарізки болта, , мм
	6	8	10	12	16	20	24
Діаметр наскрізного отвору, , мм	6,4	8,4	10,5	12,5	16,5	21	25
Крок нарізки, , мм	1	1,25	1,5	1,75	2	2,5	3
Висота головки болта, , мм	4,5	5,5	7	8	10	13	15
Діаметр описаної окружності, , мм	10,9	14,2	17,6	19,9	26,2	33,0	39,6
Розмір під ключ, , мм	10	13 (14)	16 (17)	18 (19)	24	30	36
, мм, не менше	3,5	4	4,5	5,5	6	7	8
, мм, не менше	2	2,5	3	3,5	4	5	6
, мм, не менше	6	8	9	11	12	15	18
, мм	1,5…2,5	1,5…2,5	2…3	2…3	2,5…4	2,5…4	3…5
Фаска, , мм	1	1,6	1,6	1,6	2	2,5	2,5

 

При викресленні нарізних з’єднань обов’язково слід показувати зазори між стержнем болта (гвинта) і отвором деталі, запаси нарізки та запаси глибини свердлення.

 

Рисунок 8.7.

 

Для кріплення також використовують гайки шестигранні (за ГОСТ 5915-70 [12]) та гайки шестигранні із зменшеним розміром під ключ (за ГОСТ 15521-70) (Рисунок 8.7). В Таблиці 8.4 наведені відповідні розміри, індекс 1 відноситься до другого типу гайок.

 

Таблиця 8.4.

Параметр		Діаметр нарізки, , мм
		6	8	10	12	16	20	24
Крок нарізки, , мм	крупний	1	1,25	1,5	1,75	2	2,5	3
	дрібний		1,0	1,25	1,25	1,5	1,5	2
Висота, , мм		5,0	6,5	8,0	10,0	13,0	16,0	19,0
Діаметр описаної окружності, , мм		10,9	14,2	18,7	20,9	26,2	33,0	39,6
Діаметр описаної окружності, , мм		-	13,1	15,3	18,7	23,9	29,6	35,0
Розмір під ключ, , мм		10	13	17	19	24	30	36
Розмір під ключ, , мм		-	12	14	17	22	27	32

 

В машинобудуванні в болтових або гвинтових з’єднаннях як елементи, що контрять, застосовуються пружинні шайби (за ГОСТ 6402-70 [13]) (Рисунок 8.8) з квадратним поперечним перерізом, які виготовляються чотирьох типів: легкі, нормальні, важкі, особливо важкі. Додатково визначаються наступні розміри: , . В Таблиці 8.5 наведені розміри для останніх трьох типів.

Рисунок 8.8.

Таблиця 8.5.

Діаметр болта, гвинта, шпильки, мм	, мм	Шайби
		, мм
		Нормальні	Важкі	Особливо важкі
2,0	2,1	0,5	0,6	-
2,5	2,6	0,6	0,8	-
3,0	3,1	0,8	1,0	-
3,5	3,6	1,0	-	-
4,0	4,1	1,0	1,4	-
5,0	5,1	1,2	1,6	-
6,0	6,1	1,4	2,0	-
7,0	7,2	2,0	-	-
8,0	8,2	2,0	2,5	-
10,0	10,2	2,5	3,0	3,5
12,0	12,2	3,0	3,5	4,0
14,0	14,2	3,2	4,0	4,5
16,0	16,3	3,5	4,5	5,0
18,0	18,3	4,0	5,0	5,5
20,0	20,5	4,5	5,5	6,0
22,0	22,5	5,0	6,0	7,0
24,0	24,5	5,5	7,0	8,0

 

8.5. ЗМАЩЕННЯ

 

Для герметизації місць виходу з корпусів валів діаметром 6-500 мм широко застосовуються гумові манжетні ущільнення двох типів (Рисунок 8.9). Манжети запобігають винос мастила із корпуса (2), який зроблений з бензомастилостійкої гуми, та запобігають зовнішньому попаданню в нього пилу та вологи. Металевий Г-подібний каркас (3) робить манжету жорсткою та дозволяє забезпечити щільну і герметичну посадку її в корпус. Робоча кромка манжети притискається до вала за рахунок пружних сил гуми і браслетної пружини (1), яка розташована в жолобі коміра і є звичайною витою пружиною зі з’єднаними між собою кінцями. Пильовик (4) запобігає робочу кромку від попадання пилу та бруду. Робоча кромка має ширину 0,4…0,8 мм, може контактувати з валом або іншою деталлю, насадженою на вал, наприклад, маточиною напівмуфти або втулкою, яка закриває неробочу частину шліців. Розміри установочних місць (за ГОСТ 8752-79 [10]) для манжет наведені в Таблиці 8.6.

 

Рисунок 8.9.

 

Таблиця 8.6.

Діаметр вала, , мм	Діаметр манжети, , мм	, мм	, мм
35, 36, 38	58	10	14
40, 42, 44	62	10	14
45	65	10	14
48, 50,	70	10 (12)	14 (16)
52	75	10 (12)	14 (16)
55, 56, 58	80	10 (12)	14 (16)
60	85	10	14
63, 65	90	10	14

 

 

8.6. ШЛІЦЬОВИЙ ВАЛ. МУФТИ

 

Муфта, необхідна для передачі крутильного моменту на насос, складається з двох половинок, одна з яких встановлюється на шліцьовому валу КВП (Рисунок 8.10).

Рисунок 8.10.

 

Незважаючи на деякі конструктивні особливості муфти для КВП, її можна віднести до фланцевих муфт, які є основним видом жорстких нерозчіпних муфт. На кінці з'єднуємих валів насаджують напівмуфти з фланцями, котрі стягують болтами. Крутильний момент передається силами тертя між фланцями, а при установці болтів без зазорів також силами опору на зсув кріпильних болтів. Такі конструкції передають істотно більше навантаження, тому вважаються переважними. На Рисунку 8.11 показано умовне зображення шліців в системі вал-отвір: а) на валу (  і  відповідно загальна та робоча довжина шліца); б) в отворі; в) в сполученні. Отвором в даному випадку може виступати маточина (втулка) деталі, що охоплює вал, муфта тощо. Для запобігання осьового пересування напівмуфти з боку фланця вона фіксується кришкою та закріплюється гайкою.

 

а)	б)	в)
Рисунок 8.11.

 

Для муфти (Рисунок 8.12) задаються наступні числові дані (Таблиця 8.7), де  , мм,- діаметр шліцьового вала. Слід сприймати ці дані як орієнтовні, котрі дають приблизне співвідношення між вказаними діаметрами.

 

Таблиця 8.7.

	, мм	, мм	, мм	, мм
	35	140	52	65
	40	140	65	65
	(42)	140	65	65
	45	140	70	65
	(48)	140	75	65
	50	140	75	65
	(53)	160	85	80
	55	160	90	80
	60	160	100	80
	(63)	170	100	80
Рисунок 8.12.	65	170	105	86

 

8.7. ВТУЛКИ та кільця

 

Втулкою називається деталь, у якій співвідношення довжини до діаметра ≥0,8, а кільцем – деталь, для якої ≤0,8. Базовими поверхнями втулок і кілець є посадочні поверхні, а також торці. Останні торкаються суміжних деталей (підшипників, маточини зубчастих коліс тощо) (торці  і , Рисунок 8.13). Положення втулки та кільця на валу або в отворі визначається спряженням по циліндричній поверхні. Найчастіше торці деталей типа втулок і кілець є базовими для підшипників кочення. Перехідні кільця застосовуються для зменшення перепаду діаметрів вала і розташовуються між підшипником і упором.

 

Рисунок 8.13.

 

 

9. РОБОЧА ДОКУМЕНТАЦІЯ ПРОЕКТУ

 

Робоча документація проекту розробляється на основі конструктивних рішень, прийнятих в технічному проекті, й передбачена технічним завданням проекту. Складове креслення редуктора (КВП), яке виконано на основі конструктивної компоновки, дає уявлення про послідовність і порядок складання, а також встановлює контроль габаритних, установочних і спряжених розмірів. В робочій документації розробляють специфікацію, що визначає склад редуктора, та виконують робочі креслення окремих деталей.

 

9.1. Загальні правила виконання креслень

 

Креслення КВП здійснюється на аркуші формату А1, який має бути оформленим згідно з «Межгосударственным стандартом ГОСТ 2.106-96 «Единая система конструкторской документации», який було введено 01.07.1997 р. На кресленні необхідно нанести внутрішню рамку суцільною основною лінією на відстані 20 мм від лівої сторони зовнішньої рамки та на відстані 5 мм від решти сторін. На Рисунку 9.1 приведений Основний надпис для креслень і схем за ГОСТ 2.104-68. В позначених графах основного надпису указують (відповідно до нашого проекту):

1 – найменування виробу (Коробка відбору потужності);

2 – позначення документа;

3 – графу заповнюють тільки на кресленнях деталей, записують позначення та номер ГОСТ матеріалу;

4 – в навчальних проектах в лівій клітинці пишуть Літеру У;

5 – маса виробу, кг (в навчальних проектах графу можна не заповнювати);

6 – масштаб (1:1);

7 – порядковий номер аркуша (якщо креслення складається з одного аркуша, графу не заповнюють);

8 – загальна кількість аркушів документа, вказаного в графі 2 (графа заповнюється тільки на першому аркуші);

9 – скорочена назва університету – УЦЗУ, шифр групи курсанта, студента або слухача; в рядку «Розробив» вказують прізвище виконавця, його підпис і дата; в рядку «Перевір.» - прізвище керівника проекту, його підпис і дата; решта рядків залишається вільними.

 

Рисунок 9.1.

 

На кресленні КВП проставляють наступні розміри:

1. Габаритні розміри: довжина , висота, які наносять на крайніх положеннях редуктора.

2. Приєднувальні розміри: відстань між центрами отворів для кришок підшипникових вузлів або кріплення проміжної осі.

3. Основні розрахункові параметри, що характеризують передачу: ділильні діаметри , ; міжосьові відстань ; ширину коліс , .

4. Спряжені розміри: посадки на валах і осях зубчастих коліс, муфт, підшипників, стаканів, втулок, кілець, кришок підшипникових вузлів, позначення шліцьових з’єднань, посадки нарізних з’єднань.

На кресленні проставляють номера позицій складальних одиниць і деталей, які (номера) вказують на полицях, розташованих паралельно основному надпису креслення поза контуром зображення. Номера мають бути згрупованими в рядок або колонку бажано на одній горизонталі або вертикалі. Шрифт номерів позицій має бути на один-два розміри більше у порівнянні зі шрифтом, прийнятим для розмірних чисел на тому ж кресленні. Допускається робити загальну лінію-виноску з вертикальним розташуванням номерів позицій: для групи кріпильних деталей, що відносяться до одного місця кріплення.

 

9.2. Складання специфікацій

 

Згідно з ГОСТ 2.108-68 специфікація - документ, який визначає склад складальної одиниці. Специфікацію складають на окремих аркушах формату А4 за формами, наведеними в Додатках 2, 3. Основний надпис (Рисунок 9.2) для текстових конструкторських документів на першому або титульному аркуші відрізняється від надпису на наступних аркушах (Рисунок 9.3). Позначення відповідних граф наведено в Розділі 9.1.

Графи специфікації заповнюють зверху вниз наступним чином:

1) Графи «Формат» і «Зона» в навчальних проектах не заповнюються.

2) В графі «Позиція» указують порядкові номери складових частин, які показані на полицях-виносках креслення виробу.

3) В графі «Позначення» записують позначення документа.

4) В графі «Найменування» записують: в розділі «Документація» - найменування документа, наприклад, «Креслення загального виду»; в розділі «Складальні одиниці» і «Деталі» - найменування складальних одиниць і деталей.

5) В графі «Кількість» вказують кількість складальних одиниць або деталей на один виріб.

 

Рисунок 9.2.

 

Рисунок 9.3.

 

Специфікація містить наступні розділи, що розташовуються наступним чином:

1 – Документація (креслення виробу, розрахунково-пояснювальна записка). В цей розділ вносять «Складальне креслення» КВП.

2 – Складальні одиниці. Складальними одиницями називають вироби, які збираються поза межами процесу складання редуктора.

3 – Деталі. Деталями називають вироби, на які розробляють робочі креслення.

4 – Стандартні вироби.

5 – Матеріали.

Найменування кожного розділу вказують у вигляді заголовка в графі «Найменування» і підкреслюють тонкою лінією. Нижче кожного заголовка має бути залишений один вільний рядок, вище – не менше одного вільного рядка.

В розділі «Складальні одиниці» записують позначення складальних одиниць, які входять до складу КВП. В розділі «Деталі» записують позначення креслень деталей – валів, зубчастих коліс, кришок тощо. В розділах «Стандартні вироби» і «Матеріали» графу «Позначення» не заповнюють. Стандартні вироби записують у такій послідовності: відповідають міждержавним, державним, галузевим, стандартам підприємств. В межах кожної категорії стандартів запис рекомендовано проводити по групах виробів, об’єднаних за їхнім функціональним призначенням (наприклад, підшипники, кріпильні вироби - болти, гвинти, шайби, шпильки), а в межах кожного найменування – в порядку зростання розмірів, тобто їхніх діаметрів або довжин. З кожною деталлю має бути вказаний відповідний стандарт. В розділ «Матеріали» вносять всі матеріали, що безпосередньо входять в специфікуємий виріб.

 

9.3. КОНСТРУКТОРСЬКА ДОКУМЕНТАЦІЯ ПРОЕКТУ

 

Комплектацією та оформленням конструкторської документації завершується робота над курсовим проектом. Пояснювальна записка виконується на аркушах формату А4 з однієї сторони і складається з наступних частин:

1. Титульний лист проекту (показано в Додатку 1) є сторінкою 1, номер якої не ставиться на аркуші.

2. Зміст є сторінкою 2, номер якої не ставиться на аркуші.

3. Вступ є сторінкою 3, починаючи з якої послідовно проставляються номера всіх сторінок на всіх аркушах Пояснювальної записки.

4. Матеріал поділяється на Розділи, які нумерують однією цифрою. Підрозділи мають подвійну нумерацію.

5. В тексті Пояснювальної записки мають бути посилання на стандарти, довідники, підручники та інші документи. При посиланні вказують номер джерела, під яким він поставлений в Списку літератури.

 

Додаток 1

 

⇐ Предыдущая123Следующая ⇒

Поделиться: