Скачать:  799.zip [223,77 Kb] (cкачиваний: 55)

Кафедра «Прикладная механика»

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по курсу «Детали машин и приборов»

тема: «Расчет и проектирование двухступенчатого

цилиндрического соосного редуктора»

Шифр задания:

Выполнил: студент

Руководитель:

.

Оценки:

Текущий балл__________________________________________

Защита проекта_________________________________________

Общая оценка__________________________________________

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ …..…………………………………………..4

ЗАДАНИЕ ПРОЕКТА…………………

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1. Выбор электродвигателя………….

1.2 Передаточное число редуктора………….

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС…………

2.1 Материалы колес……………

2.2 Допускаемые напряжения и механические характеристики материалов зубчатых колес………….

3. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ……………..

3.1 Определение основных коэффициентов для расчета передачи….

3.2 Определение основных геометрических параметров передачи……………

3.3 Силы, действующие в зацеплении……………….

3.4 Проверочный расчет……………..

4. Расчет быстроходной ступени……..

4.1 Определение основных коэффициентов для расчета передачи….

4.2 Определение основных геометрических параметров передачи……………

4.3 Силы, действующие в зацеплении……………….

4.4 Проверочный расчет……………..

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛИКОВ…………..

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА………

6.1 Параметры колес тихоходной передачи………

6.2 Параметры колес быстроходной передачи………..

7. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ………..

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛИКОВ…………..

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК…….

9.1 Ведущий вал……………………..

9.2 Ведомый вал………………………………

10. СИСТЕМА СМАЗКИ РЕДУКТОРА…………..

11. Конструирование корпуса редуктора ………….

12. ЗАКЛЮЧЕНИЕ………….

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ РАБОТЫ………

ПРИЛОЖЕНИЕ…………………..

ВВЕДЕНИЕ

Работоспособность любой машины или агрегата во многом зависит от того, насколько правильно и рационально она спроектирована, в том числе насколько надежен и экономичен ее привод. Передачи различного типа присутствуют практически в любой машине или технологическом оборудовании. Поэтому знание расчета и проектирования привода важны для любого инженера. Таким образом достигаются основные цели этого проекта:

1. Овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;

2. Приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные результаты;

3. Научиться работать со стандартами, различной инжинерной, учебной и справочной литературой;

4. Уметь обоснованно защитить проект.

В результате преобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсового проекта по специальным дисциплинам и дипломного проекта.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Рис.1 Кинематическая схема привода к мешалке:

1-электродвигатель;

2-цилиндрический соосный редуктор;

3-муфта;

4-исполнительный механизм;

I- ведущий вал;

II- промежуточный вал;

III- ведомый вал.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

1.1 Выбор электродвигателя

Мощность двигателя выбирается в зависимости от мощности, требуемой для вращения рабочей машины, а частота вращения вала от требуемой частоты вращения приводного вала рабочей машины.

При передаче мощности от электродвигателя к рабочей машине происходит ее частичная потеря в элементах привода. Это учитывается с помощью коэффициента полезного действия (КПД).

1.1.1. Частота вращения ведомого (выходного) вала редуктора 30 об/мин.

1.1.2. Общий КПД привода равен произведения КПД всех элементов привода:

где m – число пар подшипников качения. - КПД цилиндрической передачи

- КПД подшипников качения

1.1.3. Требуемая мощность электродвигателя:

Вт

где Р_З – мощность на ведомом валу редуктора, Вт.

1.1.4. Выбор мощности электродвигателя по параметрическому ряду. Стандартизированная мощность электродвигателя, ближайшая большая по величине к Р_тр= 581 Вт будет Р_дв = 600 Вт. По табл. 2 по требуемой мощности выбираем электродвигатель АОЛ-22-4 с частотой вращения вала электродвигателя n₁ = 2800 об/мин; с диаметром вала d₁ = 14 мм; с длиной выступающей части вала l₁= 30 мм.

1.2 Передаточное число редуктора

1.2.1. Определим действительное передаточное число:

где U_об – общее передаточное число редуктора.

1.2.2. Рекомендуемые значения передаточных чисел:

Для цилиндрических колес, U_цил = 1,0 … 5,0(6,3);

1.2.3. Произведем разбивку U_об.

Примем U_Б =7,1 (по стандартному ряду), тогда получим

, число 2,8 не выходит за пределы стандартного ряда передаточных чисел цилиндрических колес.

Следовательно, окончательно принимаем

U_Т = 2,8 (для тихоходной передачи редуктора);

U_Б = 7,1 (для быстроходной передачи редуктора).

1.2.4. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

Вал I.

об/мин;

рад/с.

Вал II.

об/мин;

рад/с.

Вал III.

об/мин;

рад/с.

1.2.5. Мощность на валах с учетом КПД:

Вт;

Вт;

Вт.

1.2.6. Крутящие моменты на валах:

Нм;

Нм;

Нм.

1.2.7. Приближенно определяем окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней:

м/с;

м/c.

Так как V_б и V_т меньше 6 м/cвыбираем прямозубые передачи для обеих ступеней.

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Материалы, применяемые в приборостроении для изготовления зубчатых колес, отличаются большим разнообразием. Кроме сталей применяются бронза, латунь, дюралюминий и пластмассы.

2.1 Материалы колес

Быстроходную ступень принимаем прямозубой цилиндрической, тихоходную – прямозубой цилиндрической.

а) Выбираем материалы тихоходной ступени

Для цилиндрической передачи со скоростью менее 3 м/c степень точности будет 8. По таблице 3 (ссылка) принимаем

б) Выбираем материалы быстроходной ступени

Для цилиндрической передачи со скоростью менее 6 м/c степень точности будет 8. По таблице 3 (ссылка) принимаем

2.2. Допускаемые напряжения и механические характеристики материалов зубчатых колес

3.РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ

3.1.Определение основных коэффициентов для расчета передачи.

3.1.1.Определяем приведенный модуль упругости Е:

где Е₁- модуль упругости материала шестерни, Е₂ - модуль упругости материала колеса. Для стали приведенный модуль упругости Е=2,1·10⁵ МПа, для дюралюминия приведённый модуль упругости Е=0,67·10⁵ МПа.

3.1.2. Определяем вспомогательный коэффициент ширины колеса.

Для приборных передач ψ_a = 0,1 ÷0,3. Для тихоходной ступени редуктора обычно принимают ψ_a в 1,4 - 1,5 раз большим, чем для быстроходной ступени; чем выше точность изготовления и монтажа передачи, тем большим может быть выбрано значение ψ_a. Примем значение ψ_a = 0,3.

3.1.3. k_п- коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности за счёт увеличения суммарной длины контактных линий; для прямозубых колёс k_п = 1 при твёрдости рабочих поверхности зубьев не более HB 350.

3.1.4. Коэффициент нагрузки К.

Коэффициент нагрузки представляют в виде произведения

K = K_d· K_k

где K_d- коэффициент динамической нагрузки;

K_k- коэффициент концентрации нагрузки.

Коэффициент динамической нагрузки K_d учитывает влияние окружной скорости и точки изготовления колёс на силу удара зубьев в момент входа в зацепление.

Принимаем K_d= 1,35

K_k учитывает неравномерность распределения нагрузки вдоль зуба из-за неточности обработки зубьев и деформации валиков колёс.

0,5 · (+ 1) · ψ_a = 0,5 · (2,8 + 1) · 0,3 = 0,57

Так как по схеме задания колесо цилиндрической передачи располагается ближе к одному из подшипников то, K_k = 1,22.

Тогда коэффициент нагрузки

K = 1,22 · 1,35 =1,647

3.2.Определение основных геометрических параметров передачи.

3.2.1. Определяем межосевое расстояние по формуле:

где [σ_H4] - допускаемое контактное напряжение материала цилиндрического колеса.

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем a_ω = 100 мм

3.2.2.Ориентировочно определяем модуль зацепления:

m = (0,01 ÷0,02) · a_ω = (0,01 ÷0,02) · 100 = (1 ÷2) мм

Принимаем из стандартного значения m = 1,25 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₃ и колеса z₄:

z₄= z₃ · = 31 · 2,8 = 118

3.2.3.Определяем все размеры зубчатых колёс.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

d₃= m · z₃ = 1,25·42=52,5 мм

d₄= m · z₄ = 1,25·118=147,5 мм

Высота головки зуба:

h_a3= h_a4 = h_a = m = 1,25 мм

Высота ножки зуба:

h_f3= h_f4 = h_f = 1,25 · m = 1,25·1,25=1,56 мм

Диаметры вершин зубьев и колеса соответственно:

d_a3 = d₃ + 2 · h_a = 52,5 + 2 · 1,25 = 55 мм;

d_a4 = d₄ + 2 · h_a = 147,5 + 2 · 1,25 = 150 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно:

d_f3= d₃ - 2 · h_f = 52,5 - 2 · 1,56 = 49,38 мм;

d_f4= d₄ - 2 · h_f = 147,5 - 2 · 1,56 = 144,38 мм;

Уточняем межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца колеса:

b₄= a_ω · ψ_a = 100 · 0,3 = 30 мм

Ширина венца шестерни:

b₃= b₄+ (2..3)мм = 30 + 2 =32 мм

Уточняем окружную скорость тихоходного вала:

3.3.Силы, действующие в зацеплении

Окружная

Радиальная

F_r2= F_t2 · tga = 825,3 · tg20º = 297,1 Н

3.4. Проверочный расчёт

3.4.1. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

Определяем коэффициенты формы зубьев и сравниваем прочность зубьев.

При коэффициенте коррекции ξ = 0, коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса получим:

при z₃= 42 Y₃ = 0,465

при z₄= 118 Y₄ = 0,505

Определяем прочность зуба шестерни и колеса соответственно:

[σ_F]₃· Y₃ = 180 · 0,465 = 83,7 МПа

[σ_F]₄· Y₄ = 160 · 0,505 = 80,8 МПа

где [σ_F]₃, [σ_F]₄ - допускаемые напряжения изгиба материала шестерни и колеса соответственно.

Так как прочность зуба шестерни оказалась ниже прочности зуба колеса, то расчёту на изгиб подвергаем зуб шестерни:

3.4.3.Проверочный расчёт по напряжениям контакта.

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σ_H] из полученных для шестерни [σ_H3] и колеса [σ_H4], т.е. по менее прочным зубьям.

Для оценки износоустойчивости и долговечности передачи рекомендуется проверить её на контактную прочность по формуле:

где [σ_H4] - допускаемое контактное напряжение материала колеса.

4.РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ

4.1.Определение основных коэффициентов для расчета передачи.

4.1.1.Определяем приведенный модуль упругости Е:

где Е₁- модуль упругости материала шестерни, Е₂ - модуль упругости материала колеса. Для стали приведенный модуль упругости Е=2,1·10⁵ МПа, для дюралюминия приведённый модуль упругости Е=0,67·10⁵ МПа.

4.1.2. Определяем вспомогательный коэффициент ширины колеса.

Для приборных передач ψ_a = 0,1 ÷0,3. Для тихоходной ступени редуктора обычно принимают ψ_a в 1,4 - 1,5 раз большим, чем для быстроходной ступени; чем выше точность изготовления и монтажа передачи, тем большим может быть выбрано значение ψ_a. Примем значение ψ_a = 0,3.

4.1.3. k_п- коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности за счёт увеличения суммарной длины контактных линий; для прямозубых колёс k_п = 1 при твёрдости рабочих поверхности зубьев не более HB 350.

4.1.4. Коэффициент нагрузки К.

Коэффициент нагрузки представляют в виде произведения

K = K_d· K_k

где K_d- коэффициент динамической нагрузки;

K_k- коэффициент концентрации нагрузки.

Коэффициент динамической нагрузки K_d учитывает влияние окружной скорости и точки изготовления колёс на силу удара зубьев в момент входа в зацепление.

Принимаем K_d= 1,55

K_k учитывает неравномерность распределения нагрузки вдоль зуба из-за неточности обработки зубьев и деформации валиков колёс.

0,5 · (+ 1) · ψ_a = 0,5 · (7,1 + 1) · 0,2 = 0,81

Так как по схеме задания колесо цилиндрической передачи располагается ближе к одному из подшипников то, K_k = 1,28.

Тогда коэффициент нагрузки

K = 1,28 · 1,55 =1,984

4.2.Определение основных геометрических параметров передачи.

4.2.1. Определяем межосевое расстояние по формуле:

где [σ_H4] - допускаемое контактное напряжение материала цилиндрического колеса.

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем a_ω = 100 мм

4.2.2.Ориентировочно определяем модуль зацепления:

m = (0,01 ÷0,02) · a_ω = (0,01 ÷0,02) · 100 = (1 ÷2) мм

Принимаем из стандартного значения m = 1,5 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₃ и колеса z₄:

z₄= z₃ · = 16 · 7,1 = 114

4.2.3.Определяем все размеры зубчатых колёс.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

d₃= m · z₃ = 1,5·16=24 мм

d₄= m · z₄ = 1,5·114=171 мм

Высота головки зуба:

h_a3= h_a4 = h_a = m = 1,5 мм

Высота ножки зуба:

h_f3= h_f4 = h_f = 1,25 · m = 1,25·1,5=1,875 мм

Диаметры вершин зубьев и колеса соответственно:

d_a3 = d₃ + 2 · h_a = 24 + 2 · 1,5 = 27 мм;

d_a4 = d₄ + 2 · h_a = 171 + 2 · 1,5 = 174 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно:

d_f3= d₃ - 2 · h_f = 24 - 2 · 1,875 = 20,25 мм;

d_f4= d₄ - 2 · h_f = 171 - 2 · 1,875 = 167,25 мм;

Уточняем межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца колеса:

b₄= a_ω · ψ_a = 97,5 · 0,2 = 19,5 мм

Ширина венца шестерни:

b₃= b₄+ (2..3)мм = 19,5+ 2 =21,5 мм

Уточняем окружную скорость тихоходного вала:

4.3.Силы, действующие в зацеплении

Окружная

Радиальная

F_r2= F_t2 · tga = 317,5 · tg20º = 114,4 Н

4.4. Проверочный расчёт

4.4.1. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

Определяем коэффициенты формы зубьев и сравниваем прочность зубьев.

При коэффициенте коррекции ξ = 0, коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса получим:

при z₃= 16 Y₃ = 0,355

при z₄= 114 Y₄ = 0,505

Определяем прочность зуба шестерни и колеса соответственно:

[σ_F]₃· Y₃ = 195 · 0,355 = 69,2 МПа

[σ_F]₄· Y₄ = 180 · 0,505 = 100 МПа

где [σ_F]₃, [σ_F]₄ - допускаемые напряжения изгиба материала шестерни и колеса соответственно.

Так как прочность зуба шестерни оказалась ниже прочности зуба колеса, то расчёту на изгиб подвергаем зуб шестерни:

4.4.3.Проверочный расчёт по напряжениям контакта.

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σ_H] из полученных для шестерни [σ_H3] и колеса [σ_H4], т.е. по менее прочным зубьям.

Для оценки износоустойчивости и долговечности передачи рекомендуется проверить её на контактную прочность по формуле:

где [σ_H4] - допускаемое контактное напряжение материала колеса.

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.

Расчет выполняем на кручение по пониженным допуска­емым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущегоН·м.

ведомогоН·м

5.1. Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала:

L₁=(1…1,5)∙d₁=1,5∙18=27

Диаметр под подшипники

l₂ ≈1,25d₂=1,25∙2029 мм

Диаметр под шестерню

l₃– определяется графически

d₂= d₄– под подшипники

l₄=B+1,6=19,5+1,6=21,1 мм

5.2. Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала

l₁= 1,5∙d₁=1,5∙22=33мм

Диаметр под подшипники

l₂=1,25∙d₂=36 мм

Диаметр под колесо

l₃– определяется графически

Диаметр под подшипники

l₄=В+1,6= 32 мм

6. КОНСТРУРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС.

6.1Параметры зубчатого колеса тихоходной ступени

6.2 Параметры зубчатого колеса быстроходной ступени

7. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Ввиду малой мощности редуктора и поэтому небольших осевых и радиальных нагрузок выбираем шарикоподшипники легкой серии на валики диаметрам 20, 25 и 30мм. По ГОСТ 8338-75 выбираем шариковые радиально однорядные подшипники 204 легкой серии , d₂=20 мм, D=47 мм, B=14 мм; 205 легкой серии, d₂=25 мм, D=52 мм, В=15 мм и 206 легкой серии, d₂=30 мм, D=62 мм, В=16 мм.

8. ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

8.1.Ведущий вал.

F_t1=317,5 H; =114,4 H; =0,052м; d₁=0,171 м

8.1.1.Вертикальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

Реакции определены верно.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

8.1.2.Горизонтальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

Реакции определены верно.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси. У в характерных сечениях 1…4, Н·м:

8.1.3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

М_к=М_z=F_t1·d₁/2==27 H·м

8.1.4.Определим суммарные радиальные реакции, Н:

.

8.1.5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

М₂ =

8.2. Ведомый вал.

F_t2=825,3 H; F_r2=297,1 H;

d₂=0,1475 м;l_t=0,066 м;

8.2.1. Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

Реакции определены верно.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

8.2.2.Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

Реакции определены верно.

б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4, Н·м:

8.2.3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

М_к=М_z=F_t2·d₂/2=H·м

8.2.4.Определим суммарные радиальные реакции, Н :

.

8.2.5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

М₂ =

М₃ =

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК

Детали, насаживаемые на вал – зубчатые колеса, звездочки, шкивы, полумуфты соединяются с валом через призматические шпонки.

Размер шпонок и допуски на них выбираются по ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от диаметра вала.

Вращающийся момент с вала на детали передаются боковыми поверхностями шпонок.

h – высота шпонки;

t₁ – глубина паза;

l – общая длина шпонки;

b – ширина шпонки;

- допускаемое напряжение на смятие H/мм²;

9.1. Ведущий вал:

Шпонка установлена на первой ступени d₁ = 18мм.

Размеры шпонки: b х h х l = 6 х 6 х 14, глубина паза t₁ =3,5 мм.

Условие прочности

где а) F_t=317,5 Н окружная сила

б) площадь смятия

в) рабочая длинна шпонки

Условие выполнено 𝜎_см<[𝜎]_см

9.2. Ведомый вал:

9.2.1.Шпонка установлена на третьей ступени под колесом редуктора

d =32 мм

Размеры шпонки: b х h х l = 10 х 8 х 22, глубина паза t₁ =5 мм.

Условие прочности

где а) F_t=825,3 Н окружная сила

б) площадь смятия

в) рабочая длинна шпонки

Условие выполнено 𝜎_см<[𝜎]_см

9.2.2 Шпонка установлена на первой ступени d =22 мм

Размеры шпонки: b х h х l = 8 х 7 х 22, глубина паза t₁ =4 мм.

Условие прочности

где а) F_t=825,3 Н окружная сила

б) площадь смятия

в) рабочая длинна шпонки

10.СИСТЕМА СМАЗКИ РЕДУКТОРА

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

При контакт­ных напряжениях σ_Η = 460 Н/и скорости скольжения принимаем масло сорта И-Г-А-46 (По ГОСТ 17479.4-87). Для смазки редуктора применяем консистентную смазку - консталин, которой при сборке покрывают тонким слоем все детали внутри корпуса редуктора.

11. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки:

Диаметры болтов выбираются из [2] в зависимости от межосевого расстояния:

В углах корпуса редуктора сделаны утолщения стенок для отверстий под болты, которые концами ввертываются в корпус электродвигателя. На этих четырёх болтах крепится корпус редуктора к электродвигателю при помощи гаек. Концы болтов служат для крепления всей установки (электродвигателя с редуктором) к какому-либо фундаменту.

Крышки подшипников выполнены по ГОСТ 18511-73 и ГОСТ 18512-73 и урезаны.

Диаметры отверстий в стенках под подшипники назначаются равными наружным диаметрам подшипников.

Для обеспечения продольной фиксации подшипников на промежуточном и ведомом валах установлены распорные кольца.

Прокладки под крышками подшипников промежуточного валика выполнены из фольги (набор) и предназначены для регулировки зацепления колёс.

Корпус редуктора целесообразно изготовить из алюминиевого сплава (литье), крышки подшипников - стальные или дюралюминиевые. Фиксация винтов от самоотвинчивания - краской.

12. ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Целью данного проекта является проектирование механизма передвижения мостового крана, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

Согласно заданию был выбран электродвигатель, рассчитаны шкивы, сконструированы: шестерня, колесо, крышки корпуса.

При выполнении курсовой работы по "Прикладной механике” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Таким образом, были достигнуты основные цели этого проекта:

- Овладение техникой разработки конструкторских документов на стадиях проектирования;

- Приобретение навыков самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать получение результаты;

- Обучение работой со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой.

В результате, приобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых работ по специальным дисциплинам.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 1991 г., 432 c.: ил., черт. - Б.ц.

3. Каримова Н.Г., Алиев М.М., Миндиярова Н.И. «Расчет червячной передачи»: Методические указания к курсовому проектированию. – Альметьевск: АГНИ, 2004.-36с.