1. Основні завдання проектування з деталей машин
Навчитися користуватися ДСТУ та ГОСТами, а також іншими нормативними матеріалами. Стандарти та нормалі забезпечують єдиний підхід до конструювання, стабільність матеріалів, максимальне використання однакових деталей, які виготовляють для загально промислового застосування (кріплення, підшипники, муфти тощо ), елементів деталей ( діаметрів, товщин, радіусів закруглення, вихідних контурів, моделей). Стандарти забезпечують велику економію засобів, взаємозамінність деталей, складальних одиниць та агрегатів загального призначення, скорочують номенклатуру різального та вимірювального інструментів. У практику конструювання введені ДСТУ та ГОСТи, які виконуються на всіх машинобудівельних кресленнях.
Засвоїти основні конструктивні форми деталей та складальних одиниць. Практика конструювання виробила різноманітні варіанти конструктивного виконання поширених складальних одиниць та деталей. Кожен з варіантів виявляється найбільш вигідним в конкретних умовах. Проект з деталей машин дозволяє оцінити деякі, найбільш поширені, варіанти конструкцій деталей та складальних одиниць загального машинобудівного застосування.
Навчитися аналізувати результати розрахунку та конструювання деталей, складальних одиниць або агрегату в цілому, за різними вимогами. В процесі конструювання розміри всіх деталей та складальних одиниць повинні бути пов'язані між собою. При цьому часто виявляється, що більшість розмірів деяких деталей вибирається не з умови міцності або довговічності, а з умови жорсткості або стійкості. Завжди конструкція машини, яка визначається конструкцією її окремих складальних одиниць та деталей, повинна задовольняти ряд технічних вимог: міцність, надійність та довговічність, жорсткість, високий коефіцієнт корисної дії, технологічність, максимальне використання стандартних та уніфікованих деталей, невеликі маси та габарити, невисока вартість, зручність обслуговування, керування та ремонту, задоволення умов техніки безпеки, безшумність роботи, естетичний зовнішній вигляд тощо.
2. Вибір двигуна та навантажуючи параметри приводу.
Визначення параметрі дивгуна
А) К.К.Д. привода:
η = η1 × η2 ×
= 0,97 ×0,97×0,993 = 0,91Де η1 = 097 -к.к.д. зубчастого зачеплення першої ступені;
η2 = 0,97 к.к.д. зубчастого зачеплення другої ступені;
ηп = 0,99 к.к.д. пар підшипників.
Б) потужність на швидкохідному валу:
P1=
2,7 кВт;В) параметри двигуна: 4А100S4У3 по ГОСТ 19523-81.
Рдв= 3,0 кВт, nдв.=1435 об/хв.
Передавальне число приводу:
Тоді U1 =
U2 =2,0 Розбивка передавального числа виконана на комп’ютері.Кутові швидкості валів:
А) швидкохідного вала:
1 = 
рад/с.Б) проміжного вала:
2=
рад/с.В) тихохідного вала:
3 = 14.0 рад/с.2.4. Потужності:
А) на швижклхідному валу: P1 = 2,7 кВт
Б) на проміжному валу: Р2 = Р1 × η1×
кВт.В) на тихохідному валу: Р3=2,5 кВт.
2.5. Обертові моменти на валах приводу :
А) швидкохідний вал: T1=103×
Б) проміжний вал : Т2 = 103×
.В) тихохідний вал: Т3 = 103×
Н×м.3. Розрахунок циліндричноїкосозубої передачі першої ступені.
Вихідні дані:
1 = 150,3 рад/с; 2 = 27,8 рад/с; Т1 = 18,6 Н×м; Т2 =93,5Н×мh = 30000 год.
Еквівалентні кількості циклів навантаження зубців шестерні та колеса для розрахунків на контактну втому
і на втому під час згинання 
із коефіцієнтами інтенсивності для режиму навантаження СН – 
([1], табл.4.1):
Механічні характеристики матеріалу зубчастих коліс:
Шестерня - Сталь 45 гартована від 840°С в маслі. Відпуск 400°С.
НВ1 = 350; σb1 = 1000 МПа; σТ1 = 945 МПа. [1, табл.2];
Колесо – Сталь 45 гартована від 840°С в маслі. Відпуск 500°С.
НВ2 = 285; σb2 = 970 МПа; σТ2 = 735 МПа. [1, табл.2];
Допустимі контактні напруження для розрахунку циліндричної передачі:
Границі контактної витривалості зубців шестерні для колеса : [1, табл.3];
σHlimb1 = 2 HB1 + 70 =2×350 +70 = 770 МПа;
σHlimb2= 2 HB2 + 70 = 2 ×285 + 70 = 640 МПа;
Бази випробування для матеріалів зубчастих колі:
NH01 =30
=3,83 ×107NH01=30
= 30 ×2852.4 = 2,34 ×107Оскільки
, то коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса 
Допустимі контактні напруження для зубців шестерні та колеса
[σ]H1=
[σ]H2=
Де ZR =1 -коефіцієнт, який залежить від шорсткості зубців;
SН= 1,1 -коефіцієнт запасу міцності .
Розрахункове допустиме контактне напруження:
Розрахунок проводимо за допустимим напруженням колеса, оскільки [σ]H2<[σ]H1, [σ]H2 = 780 МПа.
Допустимі напруження згину для зубців шестерні та колеса
Границі витривалості зубців для бази випробувань NFO = 4×106
σFlimb1=1,8HB1 =1,8× 350 = 630 МПа;
σFlimb2 =1,8HB2 = 1,8 285 = 513 МПа;
Оскільки NFO
[σ]F1=
[σ]F2=
Де KFC = 1 -коефіцієнт, що враховує реверсивність;
SF= 2,2- коефіцієнт довговічності.
Розраховано комп’ютером: аW= 99,39 мм.
При kα= 495
[1, табл.16]; ψba= 0.35 – коефіцієнт ширини зубчастого вінця;
Отже kHβ= 1,18 [1, табл.17];
Стандартний модуль зубців:
m = 1,5мм.
Кут нахилузуьців:
β = 15°
Число зубців зубчастих коліс:
ШестерніZ1 = 20;
Колеса Z2 = 108;
Тоді фактичне передаточне число u1 =
, що близьке до попереднього, тому перераховувати немає потреби.Основні геометричні параметри передачі
Ділильні діаметри шестерні та колеса:
d1 =
= 
= 31,06 мм;d2 =
= 
= 167,71 мм;Діаметри вершин:
da1 = d1+2ha= 31,06 + 2×2 = 35,06 мм;
da2= d2 + 2ha= 167,71 + 2×2 = 171,71 мм;
Діаметр западин:
df1 = d1 – 2hf = 31,06 – 2×2,5 = 36,06 мм;
df2 = d2 – 2hf = 167,71 – 2×2,5 = 172,71 мм;
Висота головки зубця:
ha=
мм;Висота ніжки зубця:
hf =
мм;Висота зубця:
h = ha+ hf = 2+2,5 = 4,5 мм;
Радіальний зазор:
с = с0m = 0,25×2 = 0,5 мм;
Фактична міжосьова відстань:
aw=
= 
Ширина зубчастого вінця:
Колеса b2 = ψbaaw = 0,35 × 99,39 = 35 мм;
Шестерні b1= b2 + (2…4) = 35 + 2 = 37 мм;
Крок зубців:
P = πm =3,14 ×1,5 = 4,71 мм;
Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість
Розрахункове контактне напруження
σH= ZMZHZε
Де ZM = 275
– коефіцієнт, що враховує механічні характеристики матеріалів зубчастих коліс;ZH= 1,77
– коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;
коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній при 
([1], ст.303);ωHt =
kHαkHβkHV – питома колова сила;Ft =
– колова сила в зачепленні;kHα= 1 (для прямозубих передач) – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями.
kHβ= 1,18 [1, табл.17];
kHV= 1,04 [1, табл.18], для прямозубої передачі 9-го ступеня точності та колової швидкості;
v= ω3
Тоді ωHt=
Стійкість зубців проти втомного їх викришування забезпечена, бо
і лежить у допустимих межах ([1],ст.303)
.Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за максимальним навантаженням:
σHmax= σH
МПаМіцність під час дії максимальних навантажень забезпечено, оскільки
[σ]Hmax= 2,8 σT2 = 2,8 × 735 = 2058 МПа.
Розрахунок зубців на витривалість під час згинання
Шестірні σF1 = YF1YβYε
4,08
0,9 1
= 113,85 H;Колесо σF2 = YF2YβYε
3,6 0,9
H.Для визначення цих напружень попередньо потрібні такі параметри:
YF1 = 4,08 ; YF2 = 3,6; [1, табл.22] – коефіцієнти форми зубців шестерні та колеса;
Yε
1– коефіцієнт перекриття зубців;kFα=
коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями;kFβ= 1,2 [1, табл.19] – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців;
kFV = 1,04 [1, табл.18] – коефіцієнт динамічності навантаження;
ωFt=
- питома колова сила;Оскільки σF1 < [σ]F1 = 286.4 МПа; σF2 < [σ]F2 = 233,2 МПа, то міцність зубців забезпечено.
Розрахунок зубців на згин під час дії максимальних навантажень:
Шестерні σFmax1 = σF1
141,73
Колеса σFmax2 = σF2
Що менше від відповідних допустимих напружень.
Зусилля в зачепленні передачі
Колова сила Ft= 1172 H;
Радіальна сила
H;Осьова сила Fa= Fttgβ = 1172
H;
Рис. 3. Схема навантаження зубця косозубого колеса
Розрахунок циліндричної прямозубої передачі другої ступені.
Вихідні дані:
2 = 27,8 рад/с; 3 = 14,0 рад/с; Т1 = 18,6 Н×м; Т2 =93,5Н×мh = 30000 год.
Еквівалентні кількості циклів навантаження зубців шестерні та колеса для розрахунків на контактну втому
і на втому під час згинання із коефіцієнтами інтенсивності для режиму навантаження СН – 
:
Механічні характеристики матеріалу зубчастих коліс:
Шестерня - Сталь 45 гартована від 840°С в маслі. Відпуск 400°С.
НВ1 = 350; σb1 = 1000 МПа; σТ1 = 945 МПа. [1, табл.2];
Колесо – Сталь 45 гартована від 840°С в маслі. Відпуск 500°С.
НВ2 = 285; σb2 = 970 МПа; σТ2 = 735 МПа. [1, табл.2];
1 2 3 4