39416

Детали машин и основы конструирования

Курсовая

Производство и промышленные технологии

2 РАСЧЕТ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ И ЧАСТОТ ВРАЩЕНИЯ Быстроходный вал: n1б=nа=1455 об мин. 3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 3.2 Проверочный расчет на прочность закрытой цилиндрической зубчатой передачи 3.170; t – расчетный срок службы передачи t =12000 ч; n – частота вращения вала; Nk1 = 60 ∙ с ∙ n1 ∙ t =60 ∙ 1 ∙ 28088 ∙ 12000=2022∙106 циклов; Nk2 = 60 ∙ с ∙ n2 ∙ t =60 ∙ 1∙ 70 ∙ 12000=504∙106 циклов.

Русский

2013-10-04

1007.43 KB

41 чел.

                                    ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

      к курсовой работе по дисциплине Детали машин и основы конструирования


        1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Полезная мощность двигателя:

Рпол = Рвых = ,

         где Т2 – крутящий момент, передаваемый колесом, Т2 = 800 Н∙м;

         n2 – частота вращения вала колеса, n2 = 70 об/мин;

Рпол = =5,86 кВт.

Потребная мощность электродвигателя:

Рпотр = ,

 где η – КПД редуктора,

ηобщ = ηм ∙ η2п.к. ∙ ηз,п ,

 где ηм – КПД муфты, ηм = 0,98;

  ηп.к. – КПД подшипников качения, ηп.к. = 0,99;

  ηз,п – КПД зубчатой передачи, ηз,п = 0,98.

ηобщ = 0,98 ∙ 0,992 ∙ 0,98  = 0,941.

Рпотр = =6,23 кВт.

Выбираем двигатель 132s4 с параметрами nэд = 1455об/мин, мощностью 7,5 кВт

Передаточное отношение редуктора:

iред===20,78.

Передаточное отношение тихоходной ступени:

iт=0,88=0,88=4,01.

Передаточное отношение быстроходной ступени:

iб===5,18.

2 РАСЧЕТ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ И ЧАСТОТ ВРАЩЕНИЯ

Быстроходный вал:

n=nа=1455 об/мин.

Промежуточный вал:

n2п===280,88 об/мин.

Тихоходный вал:

n=70 об/мин.

Вращающий момент на тихоходной шестерне:

Т===223,9 Н∙м.

Вращающий момент на быстроходном колесе:

Т===226,2 Н∙м.

Вращающий момент на быстроходной шестерне:

Т===44,5 Н∙м.

Вращающий момент на входе в редуктор:

Твх===45 Н∙м.

Вращающий момент двигателя:

Тдв=9550=9550=49,22 Н∙м.

Проверка по вращающему моменту:

Твх=45 Н∙м ≤Тдв=49,22 Н∙м.

3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

    3.1 Выбор материала и термообработки колес

Для первой и второй ступени:

- для шестерни – сталь 40Х;

термообработка – улучшение;

твердость НВ 259…352   НВ1ср = 290;

- для колеса – сталь 40ХН;

термообработка – улучшение;

твердость НВ 259…352   HВ2ср = 270.

         3.2 Проверочный расчет на прочность закрытой цилиндрической зубчатой передачи

3.2.1. По контактным напряжениям

н] = ZN, (2, ф. 8.55, с. 167),

где Ơно – предел контактной выносливости по (2, т. 8.9, с. 168):

Ơ но 1= 2 НВ1ср + 70 =2∙ 290+70=650 МПа;

Ơ но 2= 2 НВ2ср + 70 =2∙270+70=610  МПа.

Sн – коэффициент запаса прочности, Sн = 1,1 (2, т. 8.9, с.168);

ZN – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи (2, ф. 8.61, с. 170):

ZN =    ≥ 1, ≤ 2,6,

где NнG – базовое число циклов нагружения (1, с.13):

NнG = 30НВср2,4 ≤ 12·107,

NнG1 ,= 30∙2902,4=24,3∙106 циклов;

NнG2 =30 ∙2702,4=20,5∙106 циклов.

Nне – эквивалентное число циклов нагружения по (2, ф. 8.64, с. 173):

Nне=µнNk,

где µн - коэффициент, зависящий от типового режима нагружения, (2, т. 8.10, с. 173),

µн = 0,18- для 3 – среднего нормального режима;

Nк – фактическое число циклов нагружения за весь срок службы передачи по (2, ф. 8.60, с.170):

Nk = 60 ∙ с ∙ nt,

где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, с = 1 (2,с.170);

t – расчетный срок службы передачи, t =12000 ч;

n – частота вращения вала;

Nk1 = 60 ∙ с ∙ n1 t =60 ∙ 1 ∙ 280,88 ∙ 12000=202,2∙106 циклов;

Nk2 = 60 ∙ с ∙ n2 t =60 ∙ 1∙ 70 ∙ 12000=50,4∙106 циклов.

Nне1  = 0,18202,2∙106 =36,4∙106 циклов;

Nне2 =  0,1850,4∙106 =9 ∙106 циклов;

ZN1 = = 0,9, принимаем ZN1 =1;

ZN2  = = 1,08.

н]1  =  ∙ 1= 591 МПа;

н]2  = ∙ 1,08= 555 МПа.

Для косозубой передачи за расчетное принимаем среднее (2, ф. 8,56, с. 163) значение из двух допускаемых напряжений:

н]=  ≤  1,25  [Ơн]min = 1,25 ∙ 555 = 693,75 МПа;

н] = =   573 МПа.

Для прямозубой передачи принимаем меньшее из двух значений   н]2=555 МПа.

3.2.2. По напряжениям изгиба

F] = YAYN (2, ф. 8.67, с. 173);

          где ƠFO – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба (2,т.8.9,с.168):

ƠFO1 = 1,8 НВ = 1,8∙290=522 МПа;

ƠFO2 = 1,8 НВ = 1,8∙270=486 МПа.

SF – коэффициент запаса прочности по изгибному напряжению (2, т. 8.9, с. 168),

SF = 1,75;

YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (2, с.174):  

YA=1;

YN – коэффициент долговечности при изгибе (2, ф. 8.68,с.174):

YN = ≥ 1но ≤ 4,

где NFG – базовое число циклов нагружения,

NFG = 4 ∙ 106 для всех сталей (2, с. 174);

NFЕ – эквивалентное число циклов (2, ф.8.71, с.174):

NFE = µF NF,

где µF – коэффициент режима нагрузки (2,т.8.10,с.173):

µF = 0,065 для 3 режима и термообработке – улучшении;

NF – число циклов нагружения (2, ф. 8.60, с. 148)

NF = 60 ∙ с ∙ nt,

NF1 =202,2∙ 106 циклов;

NF2 = 50,4 ∙ 106 циклов.

    NFE1= 0,065∙202,2 ∙ 106 =24,7∙106 циклов;

  NFЕ2 = 0,065∙50,4 ∙ 106 =5,8 ∙106 циклов.

YN1= = 0,75, т.к. YN ≥ 1, то принимаем YN1=1;

YN2 = = 0,91, принимаем YN2 = 1;

F]1  =  ∙ 1 ∙ 1 = 298 МПа;

F]2  = ∙ 1 ∙ 1 = 278 МПа.

3.3 Проектный расчет

Для прямозубой передачи (2,ф.8.13,с.149) быстроходной ступени:

аw1 = 0,85 ∙ (Uб + 1) ∙ ,

где Епр – приведенный модуль упругости, для сталей Епр = 2,1 · 105;

Uб = 5,18;

Т = 226,2  Н∙м;

н] = 555 МПа;

ψвa – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния,

(2, т.8.4, с. 136)

ψba = 0,4, при Н1 и Н2 < 350 и несимметричном расположении опор;

Кнβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (2, рис. 8.15, с. 130), схема передачи II  при Н1 и        Н2 < 350, при   ψbd = 0,5 ·  ψba · (Uб + 1) = 0,5 ∙ 0,4(5,18+ 1) = 1,24 – коэффициент ширины колеса относительно диаметра (2, ф. 8.12, с.135),

Кнβ =1,19;

аw1 = 0,85 · (5,18 + 1) · = 135,3 мм.

Принимаем по стандартному ряду аw1=140 мм.

Для косозубой передачи (2,ф.8.13,с.149) тихоходной ступени:

аw2 = 0,75 ∙ (Uт + 1) ∙ ,

где Епр  -  приведенный модуль упругости, для сталей Епр = 2,1 · 105;

Uт = 4,01;

Т = 800  Н∙м;

н] = 573 МПа;

ψвa – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния,

(2, т.8.4, с. 136)

ψba = 0,4, при Н1 и Н2 < 350 симметричном расположении опор;

Кнβ – схема передачи IV  при Н1 и Н2 < 350, при    

ψbd = 0,5 ·  ψba · (Uт + 1) = 0,5 ∙ 0,4(4,01+ 1) = 1,1 – коэффициент ширины колеса относительно диаметра (2, ф. 8.12, с.135),

Кнβ =1,1;

аw2 = 0,75 · (4,01 + 1) · = 166,8 мм.

Принимаем по стандартному ряду аw2=180 мм.

Геометрические параметры закрытой передачи

- быстроходной ступени:

Ширина венца зубчатого колеса (2, ф.8.16,с.138):

bw2 = ψва ∙ а = 0,4 ∙ 140 = 56 мм.

Модуль (2, ф. 8,15, с. 138):

m =(0,01…0,02)аw=(0,01…0,02)140 = 1,4…2, мм

принимаем m=2 мм.

Суммарное число зубьев (1, с. 21):

Zs = =  =  140.

    Суммарное число зубьев шестерни (1, с. 21):

Z1 =  =  = 22,65 ≥ Zmin=17cos β=17.

Число зубьев колеса:

Z2 = ZS - Z1 = 140 - 26 = 117.

Фактическое передаточное число

Uф = =  = 5,09.

Погрешность:

U = ∙ 100%  = ∙ 100% = 1,73% < ∆U = 4%.

Уточненный вращающий момент на ведущем валу:

Тф = = = 46,3 Н∙м.

- тихоходной ступени:

Ширина венца зубчатого колеса (2, ф.8.16,с.138):

bw2 = ψва ∙ а = 0,4 ∙ 180 = 72 мм.

Модуль (2, ф. 8,15, с. 138):

m =(0,01…0,02)аw=(0,01…0,02)1800=1,8…3,2 мм

принимаем m=3 мм.

Минимальный угол наклона зубьев (1,с. 21):

βmin = arcsin = arcsin = 9,59.

Суммарное число зубьев (1, с. 21):

Zs = =  =  119.

Действительное значение β (1, с. 21):

β = arccos = arccos = 7,4.

    Суммарное число зубьев шестерни (1, с. 21):

Z1 =  =  = 24 ≥ Zmin=17cos β=17∙cos 7,4=17.

Число зубьев колеса:

Z2 = ZS - Z1 = 119 – 24=95.

Фактическое передаточное число

Uф = =  = 3,96.

Погрешность:

U = ∙ 100%  = ∙ 100% = 129 % < ∆U = 4%.

Уточненный вращающий момент на ведущем валу:

Тф = = = 210,4 Н∙м.

3.4 Геометрический расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

3.4.1 Геометрические параметры быстроходной ступени

Делительные диаметры:

d1 = z1m= 23 ∙ 2= 46 мм;

d2 = z2m= 117 ∙ 2= 234 мм

Диаметр впадин:

df1 = d1 – 2,5m = 46– 2,5 ∙ 2= 41 мм;

df2 = d2 – 2,5m = 234 – 2,5 ∙ 2 = 239  мм.

Диаметр вершин:

da1 = d1 + 2m = 46 + 2 ∙ 2 = 50 мм;

da2 = d2 + 2m = 234+ 2 ∙ 2= 238 мм.

3.4.2 Геометрические параметры тихоходной ступени

Делительные диаметры:

d1 = = = 72,6 мм;

d2 = = = 287,4 мм.

Диаметр впадин:

df1 = d1 – 2,5m = 72,6 – 2,5 ∙ 3 = 65,1 мм;

df2 = d2 – 2,5m = 287,4 – 2,5 ∙ 3= 279,9  мм.

Диаметр вершин:

da1 = d1 + 2m = 72,6 + 2 ∙ 3= 78,6 мм;

da2 = d2 + 2m = 287,4 + 2 ∙ 3 = 293,4 мм.

3.5 Проверочный расчет зубчатых передач на контактную и изгибную выносливость

3.5.1 Проверочный расчет ступеней на контактную выносливость

       3.5.1.1 Проверка быстроходной ступени по контактному напряжению

Для зубчатых передач редуктора по окружной скорости в полюсе зацепления:

V1 = = =3,5 м/с;

 V1 = = = 1 м/с.

для прямозубой передачи назначаем 8 степень точности.

Для косозубой передачи назначаем 9 степень точности.

Рабочее контактное напряжение:

σн = 1,18 ∙ ≤ [σн] = 555 МПа,

Епр=2,1·105 МПа;

Т= 46,3 Н∙м;

dw1 = d1 = 46 мм;

bw1 = 56 мм;

αw – угол зацепления, αw = 20°;

Кн – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность (1,с.18):

Кн = Кнv ∙ Кнβ ∙ Кнα,

     где Кнv -  коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения (1, т.2.6,), при Н1 и Н2 < 350 НВ, для 8 степени точности, для прямозубых колес, при V = 3,5 м/с:

Кнv = 1,15;

Кнβ =1,19;

    Кнα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (2,т.8.7, с.149):

Кнα = 1,07.

Кн = 1,15 · 1,19 · 1,07 = 1,08.

Ơн = 1,18 ∙ = 470 МПа < [Ơн] = 555 МПа  –  условие прочности соблюдается.

Так как расхождение [Ơн] и Ơн более 4%, то сближаем их путем изменения

ширины зубчатого венца шестерни:

bw1нов = bw2 = 56 ∙ 2 = 48 мм.

      3.5.1.2  Проверка тихоходной ступени по контактному напряжению

Рабочее контактное напряжение:

σн = 1,18 ∙ Zнβ ≤ [σн] = 573 МПа,

Епр=2,1·105 МПа;

Т= 223,9 Н∙м;

dw1 = d1 = 72,6 мм;

bw =72 мм;

αw – угол зацепления, αw = 20°;

  Кн – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность (1,с.18):

Кн = Кнv ∙ Кнβ ∙ Кнα,

     где Кнv при Н1 и Н2 < 350 НВ, для 8 степени точности, для косозубых колес,

при V = 1 м/с:

Кнv = 1,02;

Кнβ =1,1;

Кнα = 1,13.

Кн = 1,02 · 1,1 · 1,13 = 1,26.

     Zнβ – коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям (2, ф. 8,28, с. 149):

Zнβ = ,

     где εα – коэффициент торцового перекрытия (2, ф. 8,25, с. 147):

εα = [1,88 – 3,2 ()] соsβ = [1,88 – 3,2 ()] сos 7,4 = 1,7 ≥ 1 – условие выполняется;

Zнβ = = 0,8;

Ơн = 1,18 ∙ 0,8 ∙ = 521 МПа < [Ơн] = 573 МПа –  условие прочности соблюдается.

       ∆ Ơн = ∙ 100% =∙ 100% = 9 %

Так как расхождение [Ơн] и Ơн более 4%, то сближаем их путем изменения ширины зубчатого венца шестерни:

bw1нов = bw2 = 728 ∙ 2 = 60 мм.

3.5.2 Проверочный расчет ступеней на изгибную выносливость

3.5.2.1 Проверка быстроходной ступени по изгибному напряжению

σF = ≤ [σF], (2,ф.8.19,с.121).

где YFS – безразмерный коэффициент, зависящий от формы зуба (2, ф.8.32, с.150) для Х = 0:

Для первой ступени:

YFS1= 4,07  при Z1= 24;

YFS2 = 3,58  при Z2 = 117;

Ft – окружная сила действующая в зацеплении (2, ф.8.5, с.135):

Ft1б = = = 1935 Н – для первой ступени.

КFV – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (1,т.8.3,с.132):

КFVб =1,3.

      K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки у основания зуба по ширине зубчатого венца (2, р.8.15, с.130) при  

- ψbdб = 1,24 и Н2<350, схема передачи II:

K б= 1,4.

bwб= 48 мм.

mб= 2 мм;

σF1 б= = 149 МПа < [σF] =298 МПа

- условие прочности соблюдается.

σF1 б= = 131 МПа < [σF] =278 МПа

-  условие прочности соблюдается.

3.5.2.2 Проверка тихоходной ступени по изгибному напряжению

σF = ≤ [σF], (2,ф.8.19,с.121).

где YFS –для Х = 0:

YFS1= 4 при Zv1= = = 25;

YFS2 = 3,6 при Zv2 = = = 97.

Y – коэффициент повышения прочности косозубых колес по

напряжениям изгиба (2, ф.8.34,с.150):

Y = ,

 К – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления зубьев (2,т.8.9,с.149):

К =1,35;

 

            Yβ - коэффициент, учитывающий повышение изгибной

прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба:

Yβ б= 1 - = 1 - = 0,947;

εα т= 1,7;

Yт= = 0,75.

Ft – окружная сила действующая в зацеплении (2, ф.8.5, с.135):

Ft1т = = = 5796 Н.

KF = КFV ∙ К ∙ К,

где КFV – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (1,т.8.3,с.132):

КFVт =1,04.

      K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки у основания зуба по ширине зубчатого венца (2, р.8.15, с.130) при  

- ψbdб = 1,1 и Н2<350, схема передачи IV:

K б= 1,25.

bwт= 60 мм.

mб= 3 мм;

σF1 б= = 125,58 МПа < [σF] =298 МПа

- условие прочности соблюдается.

     σF2 б= = 113 МПа < [σF] =278 МПа

- условие прочности соблюдается.

3.6  Проектный расчет открытой передачи

Для конической прямозубой шестерни назначаем сталь 40ХН;

термообработка – улучшение; твердость НВ3 =270.

[σF3]=[σF1]=298 МПа.

Модуль передачи:

m,

где Твых2=800 Н∙м – момент на шестерне открытой передачи;

z3=24 – число зубьев шестерни открытой передачи;

[σF3]=298 МПа;

ψm =10 коэффициент модуля для открытой передачи (2,т.8.5,с.138);

YFS=4,02 при z3=24;

K – коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, K =1,1;

mm = =5,6 мм,

принимаем m=6 мм.

3.7 Геометрические параметры открытой передачи

Ширина зубчатого венца:

bw3 =ψmmm =10 ∙ 6=60 мм,

принимаем bw3 =60 мм.

Делительный диаметр в среднем сечении зуба шестерни:

dm3= mmz3=6 ∙ 24=144 мм.

Угол при вершине делительного конуса:

δ3=arcctg uотк= arctg (1/3,15)=17,61.

Среднее конусное расстояние:

Rm===237,98 мм.

Внешнее конусное расстояние:

Re= Rm+0,5 bw3=237,98+0,5∙60=267,98 мм.

Модуль зацепления на внешнем торце:

me= mm ∙Re/ Rm=6 ∙ 267,98/237,98=6,75 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

de3= dm3Re/ Rm=144∙ 267,98/237,98=162,15 мм.

4 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

4.1 Расчет диаметров быстроходного вала

Средний диаметр вала:

d1 = (0,8…1,2)dэ =(0,8…1,2)38=30,4…45,6 мм,

где dэ–диаметр вала электродвигателя 132S4, dэ=38 мм . Принимаем d1 =32 мм.

   

 

        

 

Рис.1

Диаметр посадочной поверхности под подшипник  (1, с. 42):

Dn1 = d1 + 2tцил,

где tцил – высота буртика упора подшипника tкон = 2,5 мм;

dn1 = 32 +2 ∙ 2,5 = 37 мм,

принимаем dn1 = 35 мм.

Предварительно назначаем шариковый радиальный однорядный

подшипник №207 ГОСТ 8338-75.

Диаметр буртика для упора подшипника:

dδп1 = dп1 +3r

      где r – координата фаски подшипника, r = 2 мм;

dδп1  = 35 + 3 ∙ 2 = 41 мм, принимаем dδп1  =40 мм.

4.2 Расчет диаметров промежуточного вала

Диаметр вала под подшипник:

dп =7 =7 =41,6 мм, принимаем dп =45мм.

Диаметр буртика для упора колеса (1,с.42):

dbk = dк + 3f,

где f - координата фаски колеса, f = 2 мм,

dbk2 = 53 + 3 ∙ 2 = 59 мм,

принимаем dbk2 = 60 мм.

      Диаметр посадочной поверхности под колесо (1,с.42):

dк2 = dп + 3r = 45 + 3 · 2 = 51 мм,

принимаем dк2 = 53 мм.

Предварительно назначаем шариковый радиальный однорядный

подшипник № 209 ГОСТ 8338-75

 

Рис.2

4.3 Расчет диаметров тихоходного вала

Средний диаметр:

d3 =5=5=46,4 мм, принимаем d3 =50 мм.

 

Рис.3

Диаметр посадочной поверхности под подшипники (1,с.42):

dп3 = d3 + 2tцил = 50 + 2 · 2,3 = 54,6 мм,

принимаем dп3 = 55 мм.

Предварительно назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник № 211 ГОСТ 8338-75.

Диаметр буртика для упора подшипника (1,с.42):

dδп3= dn3 + 3r = 55 + 3 · 2,5 = 62,5  мм,

принимаем dδп3 = 63 мм.

5 КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Длина ступицы:

lст1 = (0,8…1,5) dк =42,4…79,5 мм,

принимаем lст1 = b2=48 мм.

lст2 = 0,8…1,5 dбп=50,4…94,5 мм,

принимаем lст1 = b2=60 мм

Диаметр ступицы стальных колес (1,с.63):

dст1 =1,5 · dк+10 = 1,5∙ 53+10 = 79,5 мм,

принимаем dст1 =75 мм.

dст1 =1,5 · dк+10 = 1,5∙ 63+10 = 94,5 мм,

принимаем dст2 =90 мм

Ширина торцов зубчатого венца (1,с.63):

S1= 2,2 ∙ m + 0,05b2 = 2,2 · 2 + 0,05 · 48= 6,8 мм,

принимаем S=7 мм.

S2= 2,2 ∙ m + 0,05b2 = 2,2 · 3 + 0,05 · 60= 9,6 мм,

принимаем S=10 мм.

На колесах выполняем фаски f1 = 0,5m = 0,5 ∙2 =1мм, f1 = 0,5m = 0,5 ∙3 =1,5мм,  под углом αф = 45° при рабочей твердости зубьев менее 350 НВ.

Толщина диска:

С1 = 0,35 · b2 = 0,35 · 48 =16,8 мм,

принимаем С1=17 мм.

С1 = 0,35 · b2 = 0,35 · 60 =21 мм.

6 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

6.1 Проверочный расчет на прочность шпоночного соединения промежуточного вала

Для промежуточного вала диаметром  d = 53 мм  и lст = 48 мм назначаем по (1, т. 24,29, с. 432) шпонку шириной b = 16 мм, высотой h = 10 мм и длиной lшп = lст – (5…10) мм = 48 – (5…10) = 43…38 мм.

Назначаем шпонку 16х10х40 ГОСТ 23360-78.

Напряжение смятия (2, ф. 6,2, с. 88):

σсм = ≤ [σсм] = 120 МПа,

где Т – момент колеса первой ступени,

Т = 210,4 ∙ 103 Н∙м;

lр – рабочая длина шпонки,

lр =  lшпb = 40 – 16 = 24мм,

см] – допускаемое напряжение смятия (2, с. 90) для посадок с натягом

см] = 120 Мпа,

σсм = = 66,16 Мпа < [σсм] = 120 МПа

- условие прочности соблюдается.

6.2 Проверочный расчет на прочность шпоночного соединения тихоходного вала

Определение параметров шпонки:

Для dк=63 мм назначаем шпонку шириной b = 18 мм, высотой h = 11 мм.

Рабочая длина шпонки:

lр===24 мм,

где [σсм] – допускаемое напряжение смятия  для посадок с натягом

см] = 120 МПа.

Полная длина шпонки:

lп=lр+b=24+18=42 мм.

Уточняем длину шпонки по ГОСТ lстанд=45 мм.

Оцениваем длину ступицы по размеру стандартной шпонки:

lст min= lстанд+5 мм=45+5=50 мм.

Назначаем шпонку 18х11х50ГОСТ 23360-78.

7 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ

Силы в зацеплении: Ftδ = 1935 Н; FtТ = 5796 Н.

Осевая сила: FaT = FtТ * tg β = 5796 *tg 7,4 =752,8 Н.

Момент от действия осевой силы:

Ма=0,5 FtТ*d1T=0,5*752,8*72,6=27326 Н*мм

Радиальная сила:

 Frδ= Ftδ* tg αw=1935* tg200=704 H

 FrT= (FtT* tg αw)/cosβ=(5796*tg200)/cos7,4=2127,3 Н

Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости XOZ:

Σ Ма=0;

 RAX=REX=(2* FtT- Ftδ)/2=(2*5796-1935)/2=4828,5 Н

Проверка правильности найденных реакций:

Σ FX=0;

 RAX- FtT + Ftδ - FtT +REX =0;

 4828,5-5796-1935-5796+4828,5=0 – верно.

Определение опорных реакций в плоскости YOZ:

 RAY=REY=1775,3 Н

 RA,E=√4828,5+1775,3=5144 Н

XOZ: Ма=0;

 Mb= - RAX *a= - 4828,5*51,5=-248,6 Н·м;

Mс= - RAX (a+b) + FtT*b=-4828,5(51,5+66)+5796*66=-184,8 Н·м;

YOZ: Мb=- RAY *a= 1775,3*51,5=91,42 Н·м;

Mb'= RAY *a+ Ма = 91,42+27,32=118,74 Н·м;

Mс= RAY (a+b) - Ма = 1775,3 (51,5+66)-27,32=181,3 Н·м;

Мb=  Н·м;

 Mb'=  Н·м;

 Mс=   Н·м;

       

Просчитаем опасное сечение вала в наиболее нагруженной опоре В.

Суммарный изгибающий момент в опоре В-Мизг= 275 Н∙м, крутящий Ткр= 210,4 Н∙м.

Материал тихоходного вала сталь 45, термообработка – улучшение.

Запас сопротивления усталости при совместном действии кручении и изгиба:

S = ≥  [S] = 1,5.

где Sσ - запас сопротивления усталости только по изгибу:

Sσ =   ;

Sτ - запас сопротивления усталости только по кручению:

S=;

и -пределы выносливости:

= (0,4…0,5)= (0,4…0,5) 890 = (356…445) МПа;

принимаем = 370 МПа;

=(0.2…0.3) = (0,2…0,3) 890= (178…267) МПа;

принимаем = 200 МПа,

где σв – предел прочности для вала из стали 45 σв = 890 МПа.

σа и -амплитуды переменных составляющих циклов напряжений;

и -постоянные составляющие; для симметричного цикла напряжений изгиба:

σm = 0, σа = σизг= = =   18,5 МПа;

τm = τa = = = =3,5 МПа.

       Кσ и Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении:

        При σв = 890 МПа,

        

    Кσ = 2,

        Кτ = 1,43.

       Кd – масштабный фактор, для углеродистой стали при умеренной концентрации напряжений: Кd = 0,7;

       КF – фактор шероховатости, для тонкого шлифования KF = 1;

       ψσ и  ψτ -  коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависящей от механических характеристик материала:

       ψσ = 0,1 и ψτ = 0,05 для среднеуглеродистой стали.

Sδ =   =7;

Sτ = =27,3.

S =  =6,8 >[S] = 2,5 – запас сопротивления усталости обеспечивается.

Вывод: при расчете вала на выносливость (сопротивление усталости) определили расчетный коэффициент в потенциально опасном сечении и убедились, что запас сопротивления усталости обеспечивается.

8 ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

Выполняем проверочный расчет опоры В, как наиболее нагруженной.

       Эквивалентная динамическая  нагрузка:

Pr = (XVFr + YFa)KδKт,

       где V – коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается, V = 1- при вращении внутреннего кольца;

       Х – влияние радиальной реакции, где предварительно находим для шарикоподшипника:

Х = 1, Y = 0;

       Kδ – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,

 Kδ = 1 при спокойной нагрузке;

       Kт – температурный коэффициент, Kт = 1 при t < 100°С;

Рr = (1 ∙ 1∙ 5144 + 0)1∙ 1 = 5144 Н

       Эквивалентная долговечность:

Lhe = μH  Lh,

       где  μH – коэффициент режима нагрузки,

μH = 0,18;

Lh = 12000 ч.;

Lhe = 0,18 ∙ 12000= 2160 ч.

       Номинальная долговечность:

LЕ = 60 ∙ 10-6 n2 Lhe = 60 ∙ 10-6 ∙ 280,88 ∙ 2160 = 36,4 млн.об.

       Требуемая динамическая грузоподъемность:

Стреб = P 

       где a1 – коэффициент надежности при S = 0,9 – надежности:

 a1 = 1;

       a2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла условий эксплуатации  a2 = 0,7 для шарикоподшипников;

       p = 3 для шарикоподшипников, р=3,33 для роликоподшипников;

Стреб = 5144 ∙ = 19200 H.

       Условие Стреб = 19200 Н < Спасп =33200 Н - выполняется.

       Фактический ресурс подшипника:

LЕФ = a1 a2 = 1 ∙ 0,7 = 198 млн. об.

       Ресурс работы подшипника в часах:

Lh = = = 12000 ч. = Lh = 12000 ч.

- условие выполняется.

10 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И КРЫШЕК

10.1 Общие рекомендации

Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в них деталях, относительным их расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.

Зазор между колесами и стенками редуктора:

а = 12 мм.

10.2 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора

δ = 1,3* 4√Т  = 1,3* 4√800= 6,9 ≥6 мм.

Принимаем δ = 7 мм.

   Толщину стенки крышки корпуса δ1 = (0,9…1)* δ, где δ = 7 мм -

-толщина стенки корпуса. Толщину стенки крышки корпуса принимаем

δ1 = 6 мм. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными.

10.3 Конструктивное оформление прилива для подшипниковых гнезд

Диаметр приливов, в которых располагаются подшипники, определяются:

Dп = 1,25*D + 10 мм;

Примем DП1 = 1,25*72 + 10=100 мм;

DП2 = 1,25*85 + 10=116,25 мм,

принимаем DП2 =120 мм;

DП3 = 1,25*100 + 10=135 мм.

10.4 Фиксирующее крепление крышки к корпусу

Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой (рис.).

Размеры элементов крышки и корпуса принимают:

d = 1,25* 3√Твых =1,25* 3√800 = 11,6 мм;

примем d = 12 мм;

К = 2,35*d = 2,7*12 = 28,2 мм;

С = 1,1*d = 1,1*12 = 13,2 мм;

рис.

Для точного фиксирования положения крышки редуктора

относительно корпуса применяются штифты. Размеры штифтов (рис.):

dшт = (0,7…0,8)*d =  (0,7…0,8)*12 = 10 мм,

где:     d - диаметр крепежного болта;

lшт = 50 мм.

рис.

10.5 Конструктивное оформление опорной части корпуса

10.6 Конструктивное оформление крышек подшипников

Размеры крышки определяются, прежде всего, размером внешнего кольца подшипника. В данном случае используются закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки

корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.

Конструкции закладных крышек:

а) глухая

                                 

Рис.

Закладная крышка с глухим отверстием

б) с отверстием для выходного конца вала

                                      

Рис.  Закладная крышка с отверстием для выходного конца вала.

Быстроходный вал:

D = 72 мм

δ = 6 мм

δ1 = (0.9…1)δ = 6 мм

S = (0,9…1)δ = 6 мм

C = 0.5S = 3,2 мм

l >= b = 10

Промежуточный вал:

D = 85 мм

δ = 6 мм

δ1 = (0.9…1)δ = 6 мм

S = (0,9…1)δ = 6 мм

C = 0.5S = 3,2 мм

l >= b = 10; b = 5 мм

Тихоходный вал:

D = 100 мм

δ = 7 мм

δ1 = (0.9…1)δ = 7 мм

S = (0,9…1)δ = 7 мм

C = 0.5S = 3.5 мм

l >= b = 10; b = 5 мм

10.7 Конструктивное оформление крышки люка

Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делают люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации, размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листов толщиной δк. При среднесерийном производстве крышку выполняют штампованной (рис. 11). Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку

ставят уплотняющую прокладку. Материал прокладки - технический картон марки А толщиной 1,0…1,5 мм. Крышка крепиться к корпусу винтами с полукруглой головкой.

d = δ1 = 6 мм;

δk = (0,010…0,012)*L = (0,010…0,012)*160 = 2 мм;

h = (0,4…0,5)* δ1 = (0,4…0,5)*6 = 3 мм;

рис. 11

11 СМАЗЫВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

11.1 Выбор сорта смазки

   В данном редукторе используется картерная система смазывания, т.е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливается через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.

   При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло, залитое в корпус, периодически меняют.

В зависимости от контактного напряжения  до 600 МПа и окружной скорости колес до 2 м/с определяем требуемую вязкость масла 34*10  м ²/с. По вязкости определяем марку масла - масло индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88.  Потребное количество масла V = 4,5 л.

11.2 Выбор способа и типа смазки подшипников

Обычно подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. В нашем случае это масло И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88.

При картерной системе смазывания колеса при вращении увлекают в  масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Следовательно, подшипники смазывают брызгами масла.

При окружной скорости колес брызгами масла покрыты все детали  передач, стекающие с колес, валов, стенок корпуса масло попадает в подшипник.

12 СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до  80-100 0С, в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик вала, затем надевают распорные втулки, устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. В тихоходный вал закладывают две шпонки и запрессовывают зубчатое колесо (шеврон). Собранные валы укладывают в основании корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком.

Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепление крышки к корпусу. Проверяют проворачиваем валов отсутствие заклинивания подшипников. Далее на концы тихоходного и быстроходного валов закладывают шпонки. Затем ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список использованной литературы:

  1.  Иванов М.Н., Детали машин, Издательство «Высшая школа»,1998
  2.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин, Москва, Высшая школа,2000
  3.  Мигранов, методические указания «Расчет одноступенчатого (двухступенчатого) редуктора»
  4.  Анурьев В.И., Справочник конструктора – машиностроителя, в 3 томах, Машиностроение, 2001
  5.  Мягков В.Д., Палей М.А., Допуски и посадки, в 2 частях, Машиностроение,1982


СОДЕРЖАНИЕ

  1.  Выбор электродвигателя
  2.  Расчет крутящих моментов на валах и частот вращения
  3.  Расчет зубчатых передач
  4.  Выбор материала и термообработки колес
  5.  Проверочный расчет на прочность закрытой цилиндрической зубчатой передачи
    1.  По контактным напряжениям
    2.  По напряжениям изгиба
  6.  Проектный расчет
  7.  Геометрический расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
    1.  Геометрические параметры быстроходной ступени
    2.  Геометрические параметры тихоходной ступени
  8.  Проверочный расчет зубчатых передач на контактную и изгибную выносливость
    1.  Проверочный расчет ступеней на контактную выносливость
      1.  Проверка быстроходной ступени по контактному напряжению
      2.  Проверка тихоходной ступени по контактному напряжению
    2.  Проверочный расчет ступеней на изгибную выносливость
      1.  Проверка быстроходной ступени по изгибному напряжению
      2.  Проверка тихоходной ступени по изгибному напряжению
  9.  Проектный расчет открытой передачи
  10.  Геометрические параметры открытой передачи

  1.  Проектный  расчет валов
  2.  Расчет диаметров быстроходного вала
  3.  Расчет диаметров промежуточного вала
  4.  Расчет диаметров тихоходного вала
  5.  Конструирование зубчатых колес
  6.  Расчет шпоночных соединений
  7.  Проверочный расчет на прочность шпоночного соединения промежуточного вала
  8.  Проверочный расчет на прочность шпоночного соединения тихоходного вала
  9.  Проверочный расчет вала на усталостную прочность
  10.  Подбор и проверочный расчет подшипников качения промежуточного вала
  11.  Подбор муфт
  12.   Конструирование корпусных деталей и крышек
  13.  Общие рекомендации
  14.  Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора
  15.  Конструктивное оформление прилива для подшипниковых гнезд
  16.  Фиксирующее крепление крышки к корпусу
  17.  Конструктивное оформление опорной части корпуса
  18.  Конструктивное оформление крышек подшипников
  19.  Конструктивное оформление крышки люка
  20.   Смазывание зубчатых передач и подшипников
  21.  Выбор сорта смазки
  22.  Выбор способа и типа смазки подшипников
  23.   Сборка редуктора
  24.   Проектирование рамы
  25.   Эскизы стандартных деталей
  26.   Допуски формы и расположения поверхностей

Приложение

Список использованной литературы

ВВЕДЕНИЕ

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» включает в себя расчет и проектирование приводов машин, работающих при длительной постоянной или переменной нагрузке.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика.

Все эти требования необходимо учесть в процессе проектирования и конструирования машин.

Проектируемый привод состоит из электродвигателя и двухступенчатого зубчатого редуктора, ведущий вал которого соединяется с валом электродвигателя посредством муфты, а ведомый вал несет на себе консольно расположенную шестерню открытой передачи (конической).

                                      9 ПОДБОР МУФТ

По ГОСТ 20884-93 выбираем муфты упругие с торообразной оболочкой, за счет которых происходит компенсация значительных осевых смещений, как угловых так и радиальных и с высокими демпфирующими способностями .


   Назначают муфты упругие с торообразной оболочкой для соединения валов с целью передачи вращающего момента от 20 до 40000 Н∙м, уменьшения динамических нагрузок и компенсации смещений валов, климатических исполнений У и Т для категорий 1 – 3, 5 климатических исполнений УХЛ и О для категории 4 по ГОСТ 15150—69.
   ГОСТ предусматривает также d и d1 свыше 150 мм и номинальные вращающие моменты более 20 000 Н м. 
   Допускаются предельные отклонения размера d по H8. 
Стандарт предусматривает упругие муфты двух типов: 
1 – с оболочкой выпуклого профиля; 
2 – с оболочкой вогнутого профиля.
Полумуфты каждого типа изготовляют в двух исполнениях:
1 – с цилиндрическими отверстиями для коротких концов валов по ГОСТ 12080-66; 
2 – с коническими отверстиями для коротких концов валов по ГОСТ 12081-72. 

   Допускается изготовлять полумуфты для длинных концов валов по ГОСТ 12080-66 и ГОСТ 12081-72, а также применять другие виды соединений полумуфт с валами. 
Размеры шпоночных пазов – по ГОСТ 23360-78 и ГОСТ 10748-79. 
Допуски углов конусов отверстий – 9-й степени точности ГОСТ 8908-81. 
Допускается соединение полумуфт разных исполнений с различными диаметрами посадочных отверстий, если эти полумуфты предназначены для передачи одного и того же номинального вращающего момента. 
    Допускается посадочное отверстие в одной из полумуфт уменьшать до значения, установленного в таблице для других номинальных вращающих моментов.

   Под муфту назначаем шпонку шириной b= 16 мм, высотой h=10 мм, длиной lшп= 43…38 мм и рабочей длиной lp=24мм.

Назначаем шпонку 16х10х40 ГОСТ 23360-78.

13. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РАМЫ

Конфигурацию и размеры рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя.

При построении вида сверху сначала проводят осевые линии вала электродвигателя и соосно расположенного с ним входного вала редуктора.

Затем изображают на расстоянии в отверстия dз и dp в лапах электродвигателя и в редукторе, их координаты Сэ, С, Ср, С, С.

По каталогу электродвигателей (табл. 24.7, с. 411, [1]) определяем: bЭ, b, с, l, dЭ, dP.

Для создания базовых поверхностей под двигатель и редуктор на раме размещают платики в виде узких полос.

Ширина и длина платиков больше, чем ширина и длина опорных поверхностей на величину 2С0, где

С0 = 0,05bЭ+1 мм;

Раму конструируем из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним трех-четырех поперечно расположенных швеллеров. Все базовые поверхности обрабатывают после сварки, отжига и правки. Швеллеры располагают полками наружу.

14. ЭСКИЗЫ СТАНДАРТНЫХ ИЗДЕЛИЙ

Подшипник шариковый радиальный однорядный ГОСТ 8338-75

Обозначение подшипника

d

D

B

207

35

72

17

209

45

92

19

211

55

112

21

Манжета резиновая армированная для валов ГОСТ 8752-79

Обозначение

d

D

h

1-35х58-3

35

58

10

1-55х80-3

55

80

10

Винт с цилиндрической головкой и шестигранным углублением «под ключ» ГОСТ 11738-84

Обозначение

d

D

H

l0

Винт М12-6gх80

12

18

12

80

Шпонка ГОСТ 23360-78

Обозначение

d

b

h

l

Шпонка 16x10x40

53

16

10

40

Шпонка 14x9x40

53

14

9

40

Шпонка 14x9x50

53

14

9

50

Шпонка

18*11*50

63

18

11

50

Болт с наружной шестигранной головкой ГОСТ 7798-70

Обозначение

d

D

S

H

l

l1

Болт М6-6gх16.56.05

6

13

12

4

16

16

Болт М6-6gх25.56.05

6

13

12

4

25

25

Штифт конический с внутренней резьбой ГОСТ 9464-79

Обозначение

d

d1

l

l1

Штифт 2.10х40

10

М6

40

10

Шайба пружинная ГОСТ 6402-70

Обозначение

Ном. диаметр болта

d1

l

Шайба 6.65Г

6

6,2

1,5

Шайба12.65Г

12

12,2

3

Шайба концевая ГОСТ 14734-69

Обозначение

болт

d

D

l

l1

Шайба

7019-0633

М6 х

16.56.05

6,6

56

18

12

15. ДОПУСКИ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ

Чтобы уменьшить погрешности геометрической формы, погрешности в относительном расположении осей, поверхностей и конструктивных элементов деталей, задают допуски формы и допуски расположения поверхностей.

Для каждого типа деталей есть указания о выборе допусков формы и расположения поверхностей.

Валы, валы-шестерни.

Допуск цилиндричности Т , где t – допуск размера поверхности.

Допуск соосности Т  - в зависимости от типа подшипника.

- на диаметре вала

- Т для мин-1

Допуск перпендикулярности Т  - на диаметре буртика подшипника, диаметре буртика колеса при l/d < 0,7.

Допуск симметричности и параллельности шпоночного паза Т и Т :            Т и Т , где tшп – допуск ширины шпоночного паза.

Зубчатые колеса.

Допуск цилиндричности Т , где t – допуск размера поверхности.

Допуск перпендикулярности Т  на диаметре ступицы колеса при l/d 

Допуск параллельности Т  на диаметре ступицы колеса при  l/d .

Допуск параллельности шпоночного паза Т .

Допуск симметричности шпоночного паза Т , где - допуск шпоночного паза .


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

27690. Понятие, основания и виды освобождения от уголовной ответственности. Специальные виды освобождения от уголовной ответственности, предусмотренные Особенной частью уголовного права 29 KB
  Специальные виды освобождения от уголовной ответственности предусмотренные Особенной частью уголовного права. Освобождение от уголовной ответственности означает отказ от осуждения лица в форме вынесения обвинительного приговора но не отказ вообще от государственного порицания преступления и виновного в его совершении. При освобождении от уголовной ответственности подлежат отмене все меры уголовнопроцессуального принуждения.
27692. Понятие, признаки и значение системы наказаний. Основные и дополнительные наказания. Штраф, порядок и условия его применения 32 KB
  Основные и дополнительные наказания. Из приведенного определения системы наказаний вытекают три главных положения: ее образует предусмотренный уголовным законом исчерпывающий перечень видов наказаний; суд в правоприменительной деятельности обязан придерживаться только этого перечня и не может применять иные наказания; систему образует перечень наказаний классифицируемых в зависимости от степени их тяжести. Виды уголовного наказания расположены в определенном порядке по принципу от менее строгого к более строгому. Принципы на которых...
27694. Понятие, признаки и формы соучастия и преступлении. Виды соучастников преступления. Основания и особенности уголовной ответственности соучастников преступления. Эксцесс исполнителя. Соучастие в преступлении со специальным субъектом 42.5 KB
  Виды соучастников преступления. Основания и особенности уголовной ответственности соучастников преступления. 3233 Соучастие в преступлении признается умышленное совместное участие двух или более лиц в совершении умышленного преступления. К общим признакам соучастия относятся:совместность действий соучастников; осознание этой совместности умышленность; совершение соучастниками умышленного преступления; участие в совершении преступления двух лиц и более.
27696. Понятие, содержание и значение субъективной стороны преступления. Её обязательные и факультативные признаки. Субъективное вменение как предпосылка уголовной ответственности 38.5 KB
  Субъективная сторона это внутренняя сторона преступления определяющая психическое отношение виновного лица к совершенному им общественно опасному деянию и к его наступившим общественно опасным последствиям. Субъективная сторона преступления имеет важное юридическое значение: она позволяет отграничить одно преступление от других смежных составов преступлений; субъективная сторона преступления позволяет разграничить составы преступлений сходных по объективным признакам например ст. 105 и 109 УК РФ; субъективная сторона преступления...