Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Факультет автоматизации машиностроения

Кафедра основ конструирования машин

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»

Разработка привода цепного конвейера

Киров 2014

Введение

«Детали машин» является первым из расчётно-конструкторских курсов, в которых изучают основы проектирования и расчёта машин и механизмов.

Выполнение курсового проекта по деталям машин - первая самостоятельная творческая работа студентов, в ходе которой возникает много трудностей и противоречий. К ним относятся: установление последовательности выполнения работы, правильность конструирования узлов и деталей, выбор материалов и конструкции в целом, выбор системы смазки, выполнение условий сборки.

В курсовом проекте необходимо спроектировать привод ленточного конвейера. Для этого необходимо выбрать и рассчитать на прочность и изгиб основные узлы и детали, также необходимо разработать рабочие чертежи. Целью проекта является разработка наиболее эффективной конструкции привода с экономической и технологической точек зрения. Конструкция привода должна как можно ближе подходить к заданным условиям работы.

1. Кинематический расчет

Исходные данные

1.1 Подбор электродвигателя по мощности

Вычисляется КПД привода:

, где

КПД муфты ([2]/табл. 1.1);

КПД пары подшипников ([2]/табл. 1.1);

КПЛ червяной передачи ([2]/табл. 1.1);

КПД цилиндрической прямозубой передачи ([2]/табл. 1.1);

Вычисляется значение частоты вращения на выходе привода:

;

Вычисляется выходная мощность привода:

;

Вычисляется входная мощность:

;

1.2 Подбор электродвигателя по частоте вращения

Определяется общее передаточное отношение привода:

Принимается:

- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи ([2]/табл. 1.3)

- передаточное отношение червячной передачи ([2]/табл. 1.3)

- общее передаточное отношение

Определяется частота вращения входного вала:

;

По каталогу выбирается ближайший по частоте вращения электродвигатель.

Необходимые параметры двигателя:

;

Выбирается двигатель 90L6 с параметрами мощности и частоты вращения ([2]/табл.П1):

;

Определяется действительное общее передаточное отношение:

;

Уточняются передаточные отношения отдельных ступеней:

Принимается - передаточное отношение червячной передачи ([2]/табл. 1.3)

Тогда:

;

.

1.3 Определение крутящих моментов и частот вращения отдельных валов

На валу электродвигателя:

;

;

На входном валу редуктора:

;

На втором валу:

;

;

;

На третьем валу:

;

;

;

На выходном валу (действительные значения):

;

Выполняется проверка погрешности:

;

Погрешность не превышает 4%, поэтому результат считаем удовлетворительным

2. Силовой расчет

2.1 Расчет червячной передачи

2.1.1 Проектировочный расчет

Для червяка выбираем материал сталь 45 с закалкой по поверхности не менее HRC 45 и последующей шлифовкой зубьев.

Для венца зубчатого колеса принимаем материал бронзу БрА9Ж-3Л с отливкой в землю.

По таблице 4.9 выбираем допустимое контактное напряжение:

([2]/табл.4.9)

Скорость скольжения в зацеплении предварительно принимаем равной

Берем коэффициенты:

([2]/табл.4.8)

([2]/табл.4.8)

Находим допустимое напряжение изгиба для нереверсивной работы

Так как венец червячного колеса изготовлен из бронзы то

, где

K_FL-коэффициент долговечности

- суммарное число циклов перемен напряжений

2.1.2 Проверочный расчет

Передаточное отношение червячной передачи

Червяк двухзаходный поэтому z₁=2

Находим число зубьев червячного колеса ,

Предварительно коэффициент диаметра червяка принимаем равным ([1]/табл. П33)

Крутящий момент на валу ьерем из кинематического расчета:

Предварительно принимаем коэффициент нагрузки:

Вычисляется межосевое расстояние:

;

Находится расчетный модуль:

;

Согласно ГОСТ 2144-76 ([2]/табл.4.2) стандартных значений выбираем и

Пересчитываем межосевое расстояние при стандартных значениях модуля и коэффициента диаметра:

Согласно стандартного ряда принимаем значение ([2]стр 36) ГОСТ 2185-66

Вычисляются делительные диаметры, диаметры вершин витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса:

; ;

; ;

; ;

Определяется длина нарезанной части шлифованного червяка

Определяется ширина венца и наибольший диаметр червяного колеса:

;

;

Находим окружную скорость червяка:

Угол подъема витка червяка ([2]/табл.4.4):

При и

Находим скорость скольжения:

Данной скорости соответствует([2]/табл.4.9)

Находим отклонение:

Уточняется КПД червячной редуктора:

При приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованных витков червяка равен:

Приведенный угол трения ([2]/табл.4.4);

;

По таблице 4.7 выбираем 7-ю степень точности передачи.

Коэффициент долговечности в этом случае равен

Определяются силы, действующие в зацеплении:

Определяется окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

;

Где : делительный диаметр червячного колеса.

крутящий момент на валу.

Определяется осевая сила на червяке и осевая сила на колесе:

;

Определяется радиальная (распорная) сила:

;

угол профиля в осевом сечении червяка ([1]/стр. 153);

2.1.3 Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость

Находим коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

При инаходим ([2]табл.4.6)

Вспомогательный коэффициент ([2]стр. 65)

,где

-коэффициент неравномерности распределения

Находим коэффициент нагрузки:

-коэффициент долговечности ([2]/табл.4.7)

-коэффициент неравномерности распределения (величина расчетная)

Проверяем контактное наприяжение:

Сравниваем расчтеное напряжение и допустимое контактное напряжение:

-расчетное напряжение

-допустимое напряжение

Результат расчета следует признать удовлетворительным так как расчетное напряжение

() ниже допустимого() на 13,75% (допускается до 15%)

Выполняется проверка прочности зуба червячного колеса на изгиб:

Находим эквивалентное число зубьев:

-коэффициент формы зуба ([2]/табл.4.5)

Находим напряжение зуба:

Считаем показания удовлетворительными так как напряжения расчетные значительно ниже рассчитанного ранее ;

<<

2.1.4 Расчет конструктивных размеров червяка и червячного колеса

Определяем основные параметры червячного колеса:

· Фаски:

· Ширина торцов зубчатого венца:

Принимаем

· Толщина диска:

· Диаметр ступицы цилиндрическог колеса:

диаметр выходного вала на которое посажено колесо

· Радиусы скругления:

· Длина ступицы:

Определяем параметры цилиндрического червяка:

· Угол фаски:

2.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи

2.2.1 Выбор марки материала, назначение химико-термической обработки зубьев и определение допускаемых напряжений

В качестве материала для шестерни выбирается сталь 45 с термической обработкой - улучшение и предельной прочностью с пределом текучести и твердостью НВ=230. Диаметр заготовки равен 90 мм.

Для колеса выбираем сталь 45 с термической обработкой - улучшение, и твердостью НВ=200, диаметр заготовки свыше 120 (,

Находятся допускаемые напряжения для колеса:

=-предел контактной выносливости при базовом числе циклов ([2]табл.3.2)

=1-коэффициент долговечности (равен единице при длительном использовании редуктора)

-коэффициент безопасности

-коэффициент нагрузки для симметричного расположения ([2]табл.3.1)

Крутящие моменты на валах берутся из кинематического расчета

2.2.2 Определение параметров передачи

Определяется коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем равным:

Окончательно принимаем так как передача косозубая ([2]стр.36)

Вычисляется межосевое расстояние по формуле:

([2]табл.4.2)

Находим номинальный модуль зацепления:

Окончательно принимаем ([2]стр.36)

Определяем число зубьев шестерни и колеса.Предварительно назначаем угол наклона зубьев:

-угол наклона зубьев

Принимаем:

Уточняем значение угла зубьев:

Результат удовлетворителен так как выполнено условие

Определяются делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса:

; ;

; ;

; ;

Уточняется межосевое расстояние:

;

Определяется ширина колеса и шестерни:

Колесо:;

Шестерня:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

2.2.3 Вычисление окружной скорости и сил, действующих в зацеплении

Определяется окружная скорость:

;

Исходя из этого назначаем 8-ю степень точности

Определяется коэффициент нагрузки:

=1,24-коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([2]табл.3.5)

=1,09-коэффициент долговечности

=1,0-коэффициент учитывающий влияние динамической нагрузки

Производим проверку контактного напряжения:

Расчет считаем удовлетворительным

Определяются силы, действующие в зацеплении:

Определяется окружная сила:

;

Определяется радиальная (распорная) сила:

;

угол профиля (зацепления) в нормальной плоскости ([1]/стр. 153);

Определяется осевая сила:

2.2.4 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев

Выполняем проверку зубьев на выносливость по изгибу:

,где

=1,05-коэффициент нагрузки ([2]табл.3.7)

=1,4 ([2]табл.3.8)

-коэффициент учитывающий форму зуба и зависит от эквивалентного числа зубьев

Определяем эквивалентное число зубьев у шестерни и колеса:

Шестерня:

Колесо:

=3,80 ([2]стр.42)

=3,60 ([2]стр.42)

Определяем допускаемое напряжение:

=1,8НВ -предел контактной выносливости ([2] табл.3.9)-

Для шестерни: =415

Для колеса: =360

=1,75-коэффициент безопасности ([2] табл.3.9)

=1,75 ([2] табл.3.9)

=1 ([2] табл.3.9)

Определяем напряжения на колесе и на шестерне:

Определяется соотношение :

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса для которого найденное отношение наименьшее.

Определяем коэффициент нужный для компенсации погрешности и определяется по формуле:

,где

-угол наклона делительной линии зуба

Определяем коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями:

,где

=1,5-коэффициент торцевого перекрытия ([2]стр.47)

=8-я-степень точности зубчатых колес ([2]стр.47)

Проверка дала удовлетворительный результат.



3. Предварительный расчет валов и подбор подшипников

3.1 Входной вал

Предварительный расчет валов проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр входного конца вала при расчете на кручение при допускаемом напряжении на кручение МПа определяется по формуле:

Так как входной вал соединен с валом электродвигателя с помощью муфты, то должно выполняться условие соответствия диаметров вала электродвигателя и входного вала редуктора:

;

По таблице для электродвигателя АИР112МА8 выбирается допустимый диаметр

Определяется значение диаметра вала электродвигателя: , и окончательно принимается равным:

Определяем диаметр входного вала по формуле:

Выбирается

Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 - 79:

Диаметр вала под подшипник предварительно выбирается:

Шестерня выполнена за одно целое с валом.

Основные размеры всех валов представлены в таблице 1.

На входной вал назначается пара радиально-упорных шарикоподшипников средней серии 46309 по ГОСТ 831 - 75.

Основные параметры всех подшипников представлены в таблице 2.

3.2 Промежуточный вал

При допускаемом напряжении на кручениеМПа диаметр вала определяется по формуле:

Принимается диаметр промежуточного вала равным:

Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 - 79:

Тогда диаметр под подшипники выбирается:

Под ступицу зубчатого колеса:

Основные параметры вала представлены в таблице 1

Из-за достаточно большой протяженности и того что на нем находится червяк, на вал выбирается блок радиально-упорных конических роликоподшипников средней серии серии 1027312А по ГОСТ 27365-87, разделенных распорной втулкой.

Основные параметры подшипников представлены в таблице 2

3.3 Выходной вал

На выходном валу при допускаемом напряжении на кручение МПа диаметр выходного вала определяется по формуле:

Принимается диаметр выходного вала равным:

Принимается диаметр под ступицу червячного колеса:

Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 - 79:

Принимается диаметр вала под подшипник равным:

На выходной вал назначается пара радиально-упорных конических роликоподшипников средней серии 10273112А по ГОСТ 27365-87

Таблица 1

Основные размеры валов, мм

Название вала	,				Номера подшипников
Входной	28	34	45	-	46309
Промежуточный	60	60	60	65	1027312А
Выходной	65	65	65	75	1027312А

Таблица 2

Основные параметры подшипников

Номер подшипника	Внутренний диаметр d, мм	Внешний диаметр D, мм	Ширина В, мм	Грузоподъемность, кН	ГОСТ
				динамическая С	статическая С0
46309	45	100	25	28,1	14,6	ГОСТ 831 - 75
1027312А	60	130	31	65,8	36,0	ГОСТ 27365-87
1027312А	65	140	33	82800	51600	ГОСТ 27365-87

4. Выбор муфт

4.1 Муфта на входной вал редуктора

На входной вал редуктора выбирается упругая муфта с торообразной неразрезанной оболочкой по ГОСТ 20884-82 ([3]/cтр. 348)

Параметры первой полумуфты:

Крутящий момент .

Частота вращения.

Присоединительный размер муфты на валу электродвигателя: .([5]/табл. 38)

Габаритные размеры полумуфты: и . ([5]/табл. 38)

Смещение осей валов: , и ;([5]/табл. 38)

радиальное смещение;

угловое смещение;

осевое смещение.

Тип исполнения соединения первый, на отверстие муфты под соединения имеет цилиндрический вид.

Параметры второй полумуфты:

Присоединительный размер полумуфты на входной вал: ([5]/табл. 38)

Габаритные размеры полумуфты: и ([5]/табл. 38)

Крутящий момент

Частота вращения

Тип исполнения соединения первый, на отверстие муфты под соединения имеет цилиндрический вид.

Смещение осей валов: , и ([5]/табл. 38)

Находим основные размеры муфты:

, где

-крутящий момент на валу(берется из кинематического расчета)

-допустимое касательное напряжение

Проверяем оболочку на прочность в кольцевом сечении диаметром :

,

Где

([3]/cтр. 348)

([3]/cтр. 348)

Результат считаем удовлетворительным.

4.2 Муфта на выходной вал редуктора

На выходной вал редуктора выбирается муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-93 ([3]/cтр. 352).

Количество пальцев подбирается согласно таблице ([5]/табл.36)

Пальцы располагают так чтобы выполнялось следующее условие:

,

где

-количество пальцев в муфте ([5]/табл.36)

([5]/табл.36)-диаметр отверстия под упругий элемент ([5]/табл.37)

-([5]/табл.37)

Расчет удовлетворителен.

Проводится проверка упругого элемента на смятие:

,

где

-крутящий момент на выходном валу редуктора(берется из кинематического расчета)

-диаметр пальца([5]/табл.37)

-длина упругого элемента ([5]/табл.37)

-допустимое напряжение ([5]/табл.37)

Расчет удовлетворителен.

Проводится проверка упругого элемента на изгиб:

Пальцы муфты изготавливаются из стали 45.

-допустимое напряжение изгиба

-предел текучести материала пальцев,

-зазор между полумуфтами (принимаем равным

Расчет удовлетворителен.

Частота вращения.

Присоединительный размер муфты: .([5]/табл. 36)

Габаритные размеры муфты: и .([5]/табл. 36)

Смещение осей валов: , и ([5]/табл. 36)

радиальное смещение;

угловое смещение;

осевое смещение.

Тип исполнения соединения первый, тип исполнения второй, отверстие муфты под соединения имеет цилиндрический вид.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

редуктор подшипник вал червячный

1. Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

Корпус и крышка редуктора изготавливается из серого чугуна. Способ изготовления литье.

=140

2. Толщина нижнего пояса крышки редуктора:

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

4. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

5. Толщина ребер корпуса и крышки редуктора:

6. Диаметр фундаментных болтов:

Принимается М18 по ГОСТ 15589-70

7. Диаметр болтов для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников:

Принимается М12 по ГОСТ 7798-70.

8. Диаметр болтов для крепления крышки редуктора к корпусу:

Принимается М12 по ГОСТ 7798-70.

9. Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к корпусу:

Размер , принимаем

Применяется болт М12 ГОСТ 7798-70

10. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:

Принимается М10 по ГОСТ 7798-70.

11. Диаметр резьбы пробки для слива масла из картера редуктора:

Принимается по ГОСТ 7796-70.

12. Ширина пояса соединения крышки и корпуса редуктора:

13. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора:

14. Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса:

15. Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса:

16. Расстояние от оси червяка до дна картера (нижней внутренней стенки корпуса редуктора):

6. Выбор системы смазки и смазочных материалов

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Так как скорость скольжения червяка V=7,5 м/с не превышает 12,5 м/с, следовательно, в данном редукторе наиболее благоприятной будет картерная система смазки. Смазка происходит методом погружения вращающихся деталей в масляную ванну. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса детали. Так как окружные скорости колёс больше 2 м/с, то смазка колёс и подшипников может быть общей.

Для разбрызгивания масла на промежуточный вал ставится крыльчатка. Уровень масла контролируется с помощью маслоуказателя. Пробка в нижней части редуктора предназначена для слива масла. В пробке смотровой крышки предусмотрены отверстия для выхода избытка воздуха из редуктора в атмосферу ([4]/стр. 10).

Определяется расчетное значение объема заливаемого масла по формуле:

ширина масляной ванны,

высота масляной ванны,

длина масляной ванны,

Для смазки редуктора используется индустриальное масло И-Л-А-22 по ГОСТ 20799-75 для гидравлический систем, работающее при температуре 70С.

7. Предварительный подбор шпонок и расчет шпонок

Выбираются призматические шпонки по ГОСТ 23360-78, размеры которых определяются исходя из диаметра вала. Размеры шпонок представлены в таблице 3([2]табл.8.9)

В качестве материала для шпонок выбираем сталь 45, улучшенная до 230НВ. Проверка шпонок проводится на смятие рабочей поверхности. Расчет будет проходить по формуле:

,

где -допустимое напряжение смятия для стали 45 ([2]стр.170)

Определяется прочность шпонки на входном валу:

Результат удовлетворителен

Определяется прочность шпонки на промежуточном валу под зубчатым колесом:

Результат удовлетворителен

Определяется прочность шпонки на выходном валу под червячным колесом:

Результат удовлетворителен

Определяется прочность шпонки на выходном валу под муфтой:

Результат удовлетворителен

Таблица 3

Размеры шпонок

Диаметр вала, мм	Размер сечения, мм	Глубина паза, мм	Длина шпонки l, мм	Крутящий момент на валу,
	ширина b	высота h	вала t1	втулки t2
65	8	7	4	3,3	28	15,11
70	14	9	5,5	3,8	28	224,38
65	20	12	7,5	4,9	100	817,46

8. Уточненный расчет валов

8.1 Уточненный расчет входного вала

Исходные данные:

- окружная сила на червячном колесе ;

- радиальная сила на червячном колесе ;

- осевая сила ;

- крутящий момент на валу ;

- делительный диаметр червяка .

Определяются реакции в опорах.

Определяются суммарные реакции:

Определяются максимальные изгибающие моменты:

Определяется максимальный суммарный изгибающий момент:

Эпюры изгибающих и крутящих моментов для входного вала представлены на рисунке 1.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов для остальных валов представлены в Приложении Б.

Рисунок 1 Эпюры изгибающих и крутящих моментов для входного вала

8.2 Расчет опасного сечения на входном валу

Из эпюр видно, что опасным сечением является шпоночный паз. В качестве материала для валов выбирается Сталь 45, улучшенная до 230 НВ. Свойства данного материала:

- предел прочности у_в = 785 МПа;

- нормальный предел текучести у_т = 285 МПа;

- касательный предел текучести ф_т = 324 МПа;

- нормальный предел выносливости при знакопеременном симметричном цикле = 383 МПа;

- касательный предел выносливости при знакопеременном симметричном цикле = 226 МПа;

Определяется коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

эффективный коэффициент концентрации для детали

коэффициент, учитывающий механические свойства материала для Стали 45 принимается ([6]/стр. 13);

амплитуда напряжений цикла;

среднее напряжение цикла;

коэффициент запаса, ([6]/стр. 16).

Напряжения изгиба валов изменяются по знакопеременному симметричному циклу:

Напряжение изгиба находится по формуле:

;

результирующий изгибающий момент,

;

осевой момент сопротивления вала:

диаметр вала, ;

ширина паза, ;

глубина паза на валу .

Вычисляется эффективный коэффициент концентрации напряжений:

:

([6]/табл. 4);

при шероховатости ([6]/табл. 7);

масштабный фактор в зависимости от диаметра вала ([6]/табл. 8).

Подставляется в формулу:

Условие выполняется.

Аналогично рассчитывает коэффициент запаса по касательным напряжениям:

эффективный коэффициент концентрации для детали

коэффициент, учитывающий механические свойства материала для Стали 45 принимается ([6]/стр. 13);

амплитуда напряжений цикла;

среднее напряжение цикла;

.

Для нереверсивной передачи принимается:

Напряжение кручения находится по формуле:

результирующий изгибающий момент,

;

полярный момент сопротивления вала:

;

Вычисляется эффективный коэффициент концентрации напряжений

([6]/табл. 4);

при шероховатости ([6]/табл. 7);

масштабный фактор в зависимости от диаметра вала ([6]/табл. 8).

Подставляется в формулу:

Условие выполняется.

При одновременном действии нормальных и касательных напряжений:

Условие выполняется.

Расчеты опасных сечений на остальных валах представлены в приложении Б.

8.3 Уточненный расчёт подшипников

Рассчитываются конические подшипники марки 7313, используемые для крепления входного вала при условиях:

- радиальная нагрузка на левый подшипник Н;

- радиальная нагрузка на правый подшипник Н;

- осевая сила (в направлении левого подшипника) Н;

- коэффициент безопасности ([7]/табл. 2);

- температурный коэффициент ([7]/стр. 20);

- коэффициент вращения ([7]/стр. 8).

- коэффициент надёжности ([7]/стр. 6);

- коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации ([7]/табл. 1).

Характеристики подшипника 46309:

- внутренний посадочный диаметр d = 45 мм;

- внешний посадочный диаметр D = 100 мм;

- статическая радиальная грузоподъёмность кН;

- динамическая грузоподъёмность кН;

- коэффициент осевого нагружения e = 0,33 ([7]/стр. 22).

Определяются минимальные осевые нагрузкии :

;

коэффициент минимальной осевой нагрузки:

;

Н

Н

Определяются осевые реакции в опорах:

Принимается

Н, тогда из условия равновесия

;

Н,

Что больше, чем .

Определяются эквивалентные нагрузки для левого подшипника:

Следовательно, коэффициент радиальной динамической нагрузки Х = 0,41, осевой динамической нагрузки y = 0,87 ([7]/стр. 9). Тогда

Н

Определяются эквивалентные нагрузки для правого подшипника:

Следовательно, Х = 1, y = 0 ([7]/стр. 9). Тогда

Н

Определяется ресурс левого - наиболее нагруженного подшипника:

(млн об.)

Определяется коэффициент запаса циклов:

;

Условие выполняется.

Расчет остальных подшипников представлен в приложении Б.

Заключение

При выполнении курсового проекта закрепляются знания по курсу "Детали машин", развивается умение использо-вать для практических приложений сведения из ранее изученных дисци-плин, приобретаются навыки работы со справочной литературой, госу-дарственными и отраслевыми стандартами.

Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения. Наиболее распространенными объектами в курсовом проек-те являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике.

В данном проекте был рассмотрен редуктор. Здесь имеются зубчатые колеса, червяк и червячное колесо, валы, подшипники, корпусные детали, уплотнительные устройства и т. д. При проектировании редуктора нашли практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную изгибную прочность, кинематические расчеты, выбор материалов, масел, посадок и т. д.

Таким образом, курсовое проектирование по "Деталям машин" является важным и весьма интересным этапом обучения.

Библиографический список

1. Устюгов И. И. «Детали машин», Москва 1991.

2. Чернавский С. А., Ицкович Г. М. «Проектирование механических передач», Москва 1976.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Детали машин. Курсовое проектирование», Москва 2003.

4. Миклин П. И. «Конструкция червяного редуктора. Методические указания к лабораторной работе», Вятский государственный университет 1999

5. Киркач Н.Ф, Баласанян Р.А «Расчет и проектирование деталей машин», Москва 1991.

6. Власов В. А. «Расчет валов на прочность», Вятский государственный университет 2006.

7. Власов В. А. «Подбор подшипников качения», Вятский государственный университет 2006.

Приложение Б

Расчеты на ПК

Построение эпюр нагрузок для выходного вала

Расчет опасного сечения выходного вала

Расчет радиально-упорного конического подшипника на выходном валу

Построение эпюр нагрузок для промежуточного вала

Расчет опасного сечения промежуточного вала

Расчет радиально-упорного конического подшипника на промежуточном валу

Размещено на Allbest.ru