СКАЧАТЬ:  poyasnitelnaya-zapiska.zip [382,63 Kb] (cкачиваний: 790)

Содержание.

Введение…    ……………………………………………………………..…5

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода………….6

2. Расчет открытой  передачи (поликлиновый ремень)….………….…  ..9

3. Расчет зубчатых колес редуктора…..…………………………………..11

     3.1. Проектный расчет…………………………………………………..11

     3.2. Проверочный расчет по контактным напряжениям……………...14

     3.3. Проверка зубьев передачи на изгиб……………………………….14

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников..…17

    4.1. Вал-шестерня………………………………………………………. 17

    4.2. Вал колесо…………………………………………………………...18

    4.3. Предварительный выбор подшипников качения………...……….19

5. Построение эпюр изгибающих и крутящих  моментов………….……21

    5.1. Быстроходный вал…………………………………………………..21

    5.2. Тихоходный вал……………………………………………………..24

6. Проверочный расчет подшипников…………………………………….27

    6.1. Быстроходный вал…………………………………………………..27

    6.2. Тихоходный вал……………………………………………………..28

7. Конструирование зубчатых колес………………………………………30

8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.…………………….…..31

9. Уточненный расчет валов…  …………………………………………...32

10. Проверка прочности шпоночных соединений………….……………36

11. Выбор муфты………………………………………………………..….37

12. Выбор сорта масла………………………………………….……….…38

13. Сборка редуктора…………………………………...………………….39

Заключение……………………………………………………………     ...40

Список использованной литературы………………………………     …..41

Приложение                                                                                                   42

Введение.

Курсовая работа по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условия работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструктивные знания с условием технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требованиях; и кинематические расчеты и определение сил, действующих на детали и узлы, и расчеты конструкций на прочность, и выбор материалов, и процесс сборки и разборки конструкции и многое другое.

Таким образом, достигаются основные цели этого проекта:

- Овладеть техникой разработки конструкторских документов на стадиях проектирования;

- Приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать получение результаты;

- Научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой;

- Уметь обоснованно защищать курсовую работу.

В результате приобретенных навыков и опыта проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых работ по специальным дисциплинам.

Поэтому необходимо применять материалы наиболее подходящие с учетом их стоимости и дефицитности, а также рассчитывать детали без лишних запасов. Работоспособность и надежность деталей машин характеризуется определенными критериями. Важнейшие критерии: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Привод механизма передвижения мостового крана                                           

Рис.1 Кинематическая схема привода к мешалке:

1-    двигатель;

2-    упругая втулочно-пальцевая муфта;

3-    цилиндрический редуктор;

4-    цилиндрическая зубчатая передача;

5-    рельс;

6-    колесо;

I, II, III, IV - валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

Исходные данные:

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

По справочным данным [1, с. 41…42] КПД отдельных ступеней привода примем:

КПД пары цилиндрических колес  η₁= 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ,  η₂= 0,99; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников скольжения ,  η₃= 0,99; КПД открытой передачи η₄= 0,97; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η­₅= 0,98. 

Общий КПД привода:

η = η₁ (η₂)² η₃ η₄ η₅=0,98*0,97*0,99²*0,99*0,98=0,9

Мощность на валу барабана

P_б = Fv=1,2*2=2,4 кВт

Требуемая мощность электродвигателя

Угловая скорость барабана

Частота вращения барабана

По требуемой мощности Р_тр = 2,67 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и передачи поликлиновым ремнем [1, § 1.3, гл. I,] выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин  4A112МА6, с параметрами Р_дв= 3 кВт и скольжением 4,7 % (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения

Угловая  скорость:

Проверим общее передаточное отношение:

что можно  признать  приемлемым, так как оно находится между 6 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют). Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 — 66 (см. с 36[1]), u_p=6,3 для цилиндрической зубчатой передачи:

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вращающие моменты на валах привода:

2. Расчет открытой передачи поликлиновыми ремнями

Выбираем необходимое сечение ремня. Выбор производим по номограмме в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, равной номинальной мощности двигателя.

;

Выбираем сечение ремня К.

Находим диаметр меньшего шкива.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда

Находим окружную скорость ремня.

Находим диаметр большего шкива.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда 

Уточняем передаточное отношение.

проверка ;

Находим межосевое расстояние.

При

Находим расчетную длину ремня.

Выбираем ближайшее значение из стандартного ряда. L=1120мм.

Уточняем межосевое расстояние.

Находим угол обхвата на малом шкиве.

;

Находим необходимое число клиньев ремня. По номограмме для определения числа клиньев ремня сечением К, получаем z=15,6.

Принимаем окончательно четное число клиньев  z=16.

Находим усилие, действующее на вал.

Ширина шкивов.

3. Расчет зубчатых колес редуктора   

1) Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB200.

     3.1  Проектный расчет

Допускаемые контактные напряжения

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

 Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем;

коэффициент безопасности [SH]=1,10.

для шестерни    ;

для колеса       ;

Тогда расчётно-допускаемое контактное напряжение

Требуемое условие  выполнено.

Примем коэффициент ширины венца

 Коэффициент K_Hβ принимаем предварительно [1, табл. 3.1], как в случае симметричного расположения колес, значение K_Hβ=1,1.

Мощность на валу барабана

вращающий момент на этом валу  

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле :

Принимаем ближайшее значение межосевого расстояния из стандартного ряда: 

где для косозубых колес К_a = 43, а передаточное число редуктора u = u_р=6,3.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

 принимаем

Примем предварительно угол  наклона  зубьев β=10 и определим  числа  зубьев шестерни  и  колеса:

Принимаем z₁ = 21;  тогда  z₂ = z₁ *u= 21*6,3 =132,3

Принимаем z₂ = 132.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Угол β=17⁰

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:   =80+5=85мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень

точности [1, с.32].

Коэффициент нагрузки

Значения К_Hβ даны [1, табл. 3.5]; при  =1,55 твердости НВ≤350 и симметричном расположении колес относительно опор К_Hβ =1,085

При v = 2,07 м/с и 8-й степени точ­ности К_На = 1,06 [1, табл. 3.4], для косозубых колес при v ≤ 5 м/с имеем К_Hv= 1,0 [1, табл.3.6].

Таким образом, К_H = 1,085 *1,06 * 1,0 = 1,15.

     3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений по формуле:

 ≤ [] – условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

Радиальная

Осевая F_a ==2908,5*tg17  =889,2 H.

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_FβK_Fv=1,23*1,1 = 1,35;

при =1,55, твердости НВ < 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор К_Fβ = 1,23 [1, табл. 3.7], K_Fv = 1,1 [1, табл. 3.8].

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v :

у шестерни:  

у колеса:

Y_F1 = 3,938, Y_F2 = 3,6.

Определяем коэффициенты Y_β и K_Fα:

для средних  значений коэффициента торцового перекрытия ε_а=1,5  и  8-й степени точности K_Fa = 0,92.

Допускаемое напряжение по формуле:

По табл. 3.9 [1]для стали 45 улучшенной при твердости HВ < 350

 σ_Fimb = 1.8НВ.

для шестерни  σ_{F limb} = 1,8*230 = 415 МПа,

 для колеса      σ_{F limb} = 1,8*200 = 360 МПа.

[S_F] = [S_F]’ [S_F]” - коэффициент безопасности,

где [S_F]’ = 1,75 [ 1,табл. 3.9],

      [S_F]” = 1 (для поковок и штамповок).

      Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Для шестерни

Для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

  - условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников 

Выбор материала валов.

    Рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Примем сталь 45.

Выбор допускаемых напряжений на кручении.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручении применяют заниженными. .

Для быстроходного вала (вала – шестерни) примем  [τ_к] = 15 МПа, а для тихоходного вала (вала колеса) примем  [τ_к] = 20 МПа.

Определение геометрических параметров ступеней валов.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.1

Проектный расчет ставят целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала, ее диаметр d и длину l.

   4.1 Вал - шестерня

Принимаем из стандартного ряда .

Длина вала

Диаметр вала под подшипник:

; где t=2.5- высота буртика.

Принимаем 40мм.

Длина второй ступени вала:  

Диаметр вала третей ступени:

,где - координаты фаски подшипника.

Округляем до ближайшего большего значения по стандартному ряду .

Длину третьей ступени вала определим графически на эскизной компоновке.

Диаметр четвертой ступени равен диаметру второй ступени:

   4.2 Вал - колесо

Диаметр первой ступени вала колеса под полумуфту:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: d₁=50 мм.

Длина вала первой ступени

Диаметр вала под подшипник

Принимаем .

Длина второй ступени вала:  

Диаметр вала третей ступени:

,где  - координаты фаски подшипника.

Округляем до ближайшего большего значения по стандартному ряду .

Длину третьей ступени вала определим графически на эскизной компоновке.

Диаметр четвертой ступени равен диаметру второй ступени:

4.3 Предварительный выбор подшипников качения

При выборе типа подшипника необходимо соблюдать следующие условия:

      - выбирают шариковые – радиальные

      - выбирают шариковые радиально-упорные или роликовые конические.

      V – коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника:

      V=1 – при вращении внутреннего кольца;

      V=1,2 – при вращении наружного кольца.             

   Таким образом, выбираем роликовые конические подшипники средней серии, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Параметры подшипников качения (согласно ГОСТ 333-79)

5. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

5.1 Быстроходный вал (вал – шестерня)

Дано:

Решение:

1.Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка:   

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

В характерных сечениях, Н*м:

2.Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

 б)строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У

       в характерных сечениях, Н*м:

3 Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

5.2. Тихоходный вал (вал – колесо)

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано:

Решение:

1.Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

В характерных сечениях, Н*м:

2.Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

б)строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У

       в характерных сечениях, Н*м:

3 Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

6. Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой, или базовой долговечности с требуемой, по условиям:

6.1 Быстроходный вал

Проверить пригодность подшипника 7308 быстроходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника . Осевая сила в зацеплении. Реакции в подшипниках . Подшипники установлены враспор. Характеристика подшипников:

Требуемая долговечность подшипника:

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), Но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника).

а) Определим коэффициент осевого нагружения е:

б) Определим осевые составляющие радиальных нагрузок:

в) Определяем осевые нагрузки подшипников.

Так как то  

г) Определяем отношения:

д) Уточняем коэффициент влияния осевого нагружения. Так как то

е) Из соотношений  выбираем соответствующие формулы для определения :

ж) Определяем динамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке :

Подшипник пригоден.

6.2 Тихоходный вал

Проверить пригодность подшипника 7311 тихоходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника . Осевая сила в зацеплении. Реакции в подшипниках . Подшипники установлены враспор. Характеристика подшипников:

а) Определим коэффициент осевого нагружения е:

б) Определим осевые составляющие радиальных нагрузок:

в) Определяем осевые нагрузки подшипников.

Так как то  

г) Определяем отношения:

д) Уточняем коэффициент влияния осевого нагружения. Так как то

е) Из соотношений  выбираем соответствующие формулы для определения :

ж) Определяем динамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке :

Подшипник пригоден.

7. Конструирование зубчатых колес.

Конструктивные размеры зубчатого колеса.

8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок корпуса и крышки

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b = 1,5δ = 1,5·9= 13,5 мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5·9 = 13,5 мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35δ = 2,35·9 = 21,15 мм; принимаем  р = 21мм.

Толщина ребер основания корпуса m=(0.85...1) =7,65...9 мм

 принимаю m= 9 мм

Толщина ребер крышки m1=(0.85...1) =7,65...9мм принимаю m1= 9 мм

Диаметры болтов:

-фундаментных .  Принимаем фундаментные болты с резьбой М20;

-болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d₂ = (0,7~0,75)d₁ = (0,7~ 0,75)20= 14..15 мм;  принимаем болты с резьбой M16;

-болтов, соединяющих крышку с корпусом, d₃ = (0,5 ~ 0.6)d₁= (0,5~0,6)20= 10..12 мм; принимаем болты с резьбой M12.

9. Уточненный расчет валов

Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по нулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

9.1 Ведущий вал

Материал вала – сталь 45, термическая обработка – улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм () среднее значение σ_в= 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А—А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через поликлиноременную передачу  рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

.

При d=32мм; b=10мм; t=4мм

Принимаем

ГОСТ 16162 - 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при   

Приняв у ведомого вала длину посадочной части под шкив равной длине шкива l= 45 мм, получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки: .

Принимаем

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности

9.2 Ведомый вал

Материал вала – сталь 45 улучшенная; σв = 570 МПа

Пределы выносливости

σ-1= 0,43*570 =246 МПа,

τ-1 =0,58* σ-1= 142 МПа.

Сечение  А-А.  Диаметр вала  в  этом  сечении  50 мм.

Концентрации  напряжений обусловлена  наличием  шпоночной канавки  [1, табл. 8.5]: ; масштабные факторы  εσ=0,82;  ετ = 0,7 [1,  табл.  8.8];  коэффициенты ψσ= 0,15, ψτ= 0,1.           

Крутящий момент  Н∙мм.

Изгибающий   момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плосктости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Момент сопротивления кручению (d=50мм; b=16мм; t₁=6 мм):

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба: 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

       получился близким к коэффициенту запаса  =3,87. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений. По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

  Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

, так как принимаем шпонку со скругленными концами, допускаемое напряжение смятие при стальной ступице .

10.1 Шпонка на быстроходном валу под элемент открытой передачи – шкив.

Условие выполнено.

10.2  Шпонка на тихоходном валу под зубчатым колесом.

Условие выполнено.

10.3  Шпонка на тихоходном валу под полумуфту.

Условие выполнено.

11. Выбор муфты

Для предохранения приводных устройств от повреждений при возникновении случайных перегрузок, превышающих расчетную нагрузку применяю упругую втулочно-пальцевую  муфту.

Определим номинальный вращающий момент Т:

  - коэффициент режима нагрузки  [2, табл.10.26], для данного редуктора ;

  - вращающий момент на валу колеса, .

  Тогда:

  Выбираем по табл. К21 [2] муфту (ГОСТ 21425-93) с  для диаметра вала – 50 мм.

Материал полумуфты – сталь 30Л (ГОСТ 977-88); материал пальцев – сталь 45 (ГОСТ 1050-88); материал упругих втулок – резина с пределом прочности при разрыве не менее .

Радиальная сила, вызванная радиальным смещение, определяется по соотношению

где - радиально смещение, =0,4 мм;

      -радиальная жесткость муфты, зависит от диаемтра посадочного места полумуфты при диаметре 50 мм =6880 Н/мм.

         Муфты имеют широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов.

12. Выбор сорта масла.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса примерно на 10мм.

Объём масляной ванны  V определяется из расчета 0,25 дм  на 1 кВт передаваемой мощности.

      V = 0,25*2,67=  0,67 дм

По табл. 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_Η = 359 МПа и средней скорости  v = 0.86 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 34·10^{-6 м 2}/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А  (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [1,табл.9.14], периодически пополняем его шприцом через пресс-масленки.

13. 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 мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле,

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

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

Целью данной работы является проектирование привода галтовочного барабана, который состоит как из  простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачи, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

В курсовой работе был рассчитан и сконструирован одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубыми колесами.

Расчет проведен в объеме и последовательности согласно заданию.

Графическая часть проекта выполнена с помощью программы КОМПАС-3D V12.

 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', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Высшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог. / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.