СКАЧАТЬ:  poyasnilka.zip [491,6 Kb] (cкачиваний: 151)

 

 

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по курсу «Детали машин и приборов»

      тема: «Расчет и проектирование двухступенчатого

 цилиндрического соосного редуктора»

 

 

 

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ …..………………………………………………………………………….…….2

ЗАДАНИЕ ПРОЕКТА……………………………………………………………………....….3

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1. Выбор электродвигателя…………………………………………………………………..4

1.2 Передаточное число редуктора……………………………………………………….……4

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС………………………………………………6

2.1 Материалы колес……………………………………………………………………….…....6

2.2 Допускаемые напряжения и механические характеристики  материалов зубчатых колес………………………………………………………………………………………………6

3. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ……………………………………………….….…..7

3.1 Определение основных коэффициентов для расчета передачи………………….…….…7

3.2 Определение основных геометрических параметров передачи…………………….……8

3.3 Силы, действующие в зацеплении……………………………………………………….....9

3.4 Проверочный расчет…………………………………………………………………..……..9

4. Расчет быстроходной ступени…………………………………………………..10

4.1 Определение основных коэффициентов для расчета передачи………………………....11

4.2 Определение основных геометрических параметров передачи…………………………11

4.3 Силы, действующие в зацеплении………………………………………………………...13

4.4 Проверочный расчет………………………………………………………………………..13

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛИКОВ………………………………………….…..15

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА……………………………..17

6.1 Параметры колес тихоходной передачи…………………………………………………..17

6.2 Параметры колес быстроходной передачи…………………………………………….….17

7. ВЫБОР  ПОДШИПНИКОВ………………………………………………………………....19

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛИКОВ…………………………………………………….24

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК……………………………………………………..24

9.1 Ведущий вал………………………………………………………………………………...24

9.2 Ведомый вал………………………………………………………………………………...25

10. СИСТЕМА СМАЗКИ РЕДУКТОРА……………………………………………………....27

11. Конструирование корпуса редуктора ………………………………………28

12. ЗАКЛЮЧЕНИЕ……………………………………………………………………………..29

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ РАБОТЫ…………………………………………………...30

 

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 приобретенные 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 .

1.1.2. Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

.

1.1.3. Требуемая мощность электродвигателя:

.

1.1.4. Выбор мощности электродвигателя по параметрическому ряду.

Стандартизованная мощность электродвигателя, ближайшая большая по величине к  будет . По требуемой мощности выбираем электродвигатель АОЛ-11-4 с частотой вращения вала электродвигателя ; диаметром вала ; с длиной выступающей части вала .

1.2. Передаточное число редуктора

1.2.1. Определим действительное передаточное число:

,

где  - общее передаточное число редуктора.

1.2.2. Рекомендуемые значения передаточных чисел:

Для цилиндрических колес, .

1.2.3. Произведем привязку .

.

1.2.4. Примем окончательно по стандартному ряду . Тогда для тихоходной передачи получим .

1.2.5. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

Вал I.

;     .

Вал II.

; .

Вал III.

; .

1.2.6. Мощность на валах с учетом КПД:

;

;

.

1.2.7. Крутящие моменты на валах:

;

;

.

1.2.8. Приближенно определяем окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней:

;

.

Так как и меньше  выбираем прямозубые передачи для обоих 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 и быстроходной ступеней

Для цилиндрической передачи со скоростью менее 3 м/c степень точности будет 8. По таблице 3 [3]принимаем

 

2.2. Допускаемые напряжения и механические характеристики материалов зубчатых колес.

2.2.1. Примем

 

 

 

 

 

 

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 · (3,18 + 1) · 0,3 = 0.63

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 = 63мм

3.2.2.Ориентировочно определяем модуль зацепления:

m = (0.01 ÷0.02) · a_ω = (0.01 ÷0.02) · 63 = (0.63 ÷1.26) мм

Принимаем из стандартного значения m = 1 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₃ и колеса z₄:

 

z₄ = z₃ ·  = 30 · 3.18 = 96

3.2.3.Определяем все размеры зубчатых колёс.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

d₃ = m · z₃ = 1·30=30 мм

d₄ = m · z₄ = 1·96=96 мм

Высота головки зуба:

h_a3 = h_a4 = h_a = m = 1 мм

Высота ножки зуба:

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

Диаметры вершин зубьев и колеса соответственно:

d_a3 = d₃ + 2 · h_a = 30 + 2 · 1= 32 мм;

d_a4 = d₄ + 2 · h_a = 96 + 2 · 1= 98 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно:

d_f3 = d₃ - 2 · h_f = 30 - 2 · 1,25 = 27.5 мм;

d_f4 = d₄ - 2 · h_f = 96 - 2 · 1,25 = 93.5 мм;

Уточняем межосевое расстояние:

 

Ширина зубчатого венца колеса:

b₄ = a_ω · ψ_a = 63 · 0,3 = 19 мм

Ширина венца шестерни:

b₃ = b₄+ (2..3)мм = 19 + 2 =21 мм

Уточняем окружную скорость тихоходного вала:

 

3.3.Силы, действующие в зацеплении

Окружная

 

Радиальная

F_r2 = F_t2 · tga = 296.5 · tg20º = 108 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 = 30     Y₃ = 0.44

при z₄ = 96    Y₄ = 0.505

Определяем прочность зуба шестерни и колеса соответственно:

[σ_F]₃ · Y₃ = 110 · 0.44 = 48.4 МПа

[σ_F]₄ · Y₄ = 140 · 0.505  = 69.9 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:

 

4.1.2. Определяем вспомогательный коэффициент ширины колеса.

Примем значение ψ_a = 0.2.

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.

K = K_d · K_k

где K_d - коэффициент динамической нагрузки;

K_k - коэффициент концентрации нагрузки.

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 · (4 + 1) · 0.2 = 0.5

Так как по схеме задания колесо цилиндрической передачи располагается ближе к одному из подшипников то, K_k = 1.17.

Тогда коэффициент нагрузки

K = 1.35 · 1.17=1.58

4.2.Определение основных геометрических параметров передачи.

4.2.1. Определяем межосевое расстояние по формуле:

 

где [σ_H2] - допускаемое контактное напряжение материала цилиндрического колеса.

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем a_ω = 63 мм

4.2.2.Ориентировочно определяем модуль зацепления:

m = (0.01 ÷0.02) · a_ω = (0.01 ÷0.02) · 63 = (0.63 ÷1.26) мм

Принимаем из стандартного значения m = 1 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂:

 

z₂ = z₁ ·  = 25 · 4 = 101

4.2.3.Определяем все размеры зубчатых колёс.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

d₁ = m · z₁ = 1 ·25=25 мм

d₂ = m · z₂ = 1·101=101 мм

Высота головки зуба:

h_a1 = h_a2 = h_a = m = 1 мм

Высота ножки зуба:

h_f1 = h_f2 = h_f = 1.25 · m = 1.25·1=1.25 мм

Диаметры вершин зубьев и колеса соответственно:

d_a1 = d₁ + 2 · h_a = 25 + 2 · 1 = 27 мм;

d_a2 = d₂ + 2 · h_a = 101 + 2 · 1 = 103 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно:

d_f1 = d₁ - 2 · h_f = 25 - 2 · 1.25 = 22.5 мм;

d_f2 = d₂ - 2 · h_f = 101 - 2 · 1.25 = 98.5 мм;

Уточняем межосевое расстояние:

 

Ширина зубчатого венца колеса:

b₂ = a_ω · ψ_a = 63 · 0.2 = 12.6 мм

Ширина венца шестерни:

b₁ = b₂+ (2..3)мм = 12.6+ 2 =14.6 мм

Уточняем окружную скорость тихоходного вала:

 

4.3.Силы, действующие в зацеплении

Окружная

 

Радиальная

F_r1 = F_t1 · tg = 88 · tg20º = 32 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 z₁ = 25     Y₁ = 0.42

при z₂ = 101    Y₂ = 0.505

Определяем прочность зуба шестерни и колеса соответственно:

[σ_F]₁ · Y₁ = 160 · 0.42 = 67.2 МПа

[σ_F]₂ · Y₂ = 110 · 0.505 = 55 МПа

где [σ_F]₁, [σ_F]₂ - допускаемые напряжения изгиба материала шестерни и колеса соответственно.

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

 

 

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_H1] и колеса [σ_H2], т.е. по менее прочным зубьям.

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

 

 

 

где [σ_H2] - допускаемое контактное напряжение материала колеса.

 

 

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.

Расчет выполняем на кручение по пониженным допуска­емым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Н·м.

ведомого Н·м

5.1. Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала:

 

L₁=(1…1,5)∙d₁=1.5∙12=18

  Диаметр под подшипники

 

l₂ ≈1.25d₂=1.25∙1620 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∙13=19.5мм

Диаметр под подшипники

 

l₂=1.25∙d₂=21 мм 

Диаметр под колесо

 

l₃ – определяется графически

d₂= d₄ – под подшипники

l₄=В+1,6= 32  мм 

 

 

6. КОНСТРУРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС.

6.1.Параметры  зубчатого колеса тихоходной ступени

 

Элемент	Размер	Значение
Обод	Диаметр наибольший
	Толщина
	Ширина
Ступица	Диаметр внутренний
	Диаметр наружный
	Толщина
	Длина
Диск	Толщина	.
	Радиусы закруглений и уклон

 

6.2. Параметры зубчатого колеса быстроходной  ступени

 

Элемент	Размер	Значение
Обод	Диаметр наибольший
	Толщина
	Ширина
Ступица	Диаметр внутренний
	Диаметр наружный
	Толщина
	Длина
Диск	Толщина	.
	Радиусы закруглений и уклон

 

 

 

7. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Ввиду малой мощности редуктора и поэтому небольших осевых и радиальных нагрузок выбираем шарикоподшипники сверхлегкой и особолегкой серии на валики диаметрам 15, 17 и 20мм. По ГОСТ 8338-75 [2] выбираем шариковые радиально однорядные подшипники 1000902 сверхлегкой серии , d₂=15 мм, D=28 мм, B=7 мм; 7000103 особолегкой серии, d₂=17 мм, D=35 мм, В=8 мм и  1000904 сверхлегкой серии, d₂=20 мм, D=37 мм, В=9 мм.

 

Подшипник	d	D	В
102	15	28	7
103	17	35	8
104	20	37	9

 

 

 

 

 

 

      8. ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

8.1.Ведущий вал.

F_t1=88 H; =32 H; =0,033м; d₁=0,102 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==2.84 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=296.5H; F_r2=108 H;

d₂=0,096 м; l_t=0,042 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 [2] 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 = 21мм.

Размеры шпонки: b х h х l = 3х 3 х 18, глубина паза t₁ =1.8 мм.

Условие прочности

 

где а) F_t=88 Н окружная сила

      б)  площадь смятия

      в)

 

Условие выполнено 𝜎_см<[𝜎]_см

9.2.  Ведомый вал:

9.2.1.Шпонка установлена на третьей ступени под колесом редуктора

d =25 мм

Размеры шпонки: b х h х l = 5 х 5 х 18, глубина паза t₁ =3 мм.

Условие прочности

 

где а) F_t=296.5 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 = 5х 5 х 18, глубина паза t₁ =3 мм.

Условие прочности

 

где а) F_t=296.5 Н окружная сила

      б)   площадь смятия

      в) рабочая длинна шпонки

 

Условие выполнено 𝜎_см<[𝜎]_см

 

 

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) [2]. 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:

 

Т.к.  , берем .

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 [2] 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 “Деталям машин и приборов” 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. «Детали машин и приборов»: Методические указания к курсовому проектированию. – Альметьевск: АГНИ, 2009.-56с.

      4. Каримова Н.Г., Шафиева С.В., Гарифова К.М. «Расчет и конструирование валов»: Учебное пособие. – Альметьевск: АГНИ, 2005.-60с.

      5. Миндиярова Н.И., Шипилова О.А., Волкова О.Н. «Передачи с гибкой связью (цепные передачи)»: Учебно-методическое пособие. – Альметьевск: АГНИ,2006.-68с

     6. Шафиева С.В., Волкова О.Н., Каримова Н.Г. «Детали машин и основы конструирования»: Методические указания. – Альметьевск: АГНИ, 2009.-40с

     7. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский, ГА. Слесарев, Б.С. Казинцов и др. - М. Машиностроение, 1984 г.

     8. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин, курсовое проектирование. -М; Высшая школа 1975 г.

     9. Кинематический   расчет   привода.   Условие   работы   передач: Методические указания/ Миндиярова Н.И., Алиев М.М., Марусина Н.Г. -Альметьевск: АГНИ 2006 г.

  10. Расчет   цилиндрической   передач:   Методические   указания/ Миндиярова Н.И., Алиев М.М., Марусина Н.Г., - Альметьевск: АГНИ 2006 г.