Проектирование одноступенчатого горизонтально цилиндрического косозубого редуктора

Val_vedomy.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
*Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные радиусы скругления 1мм
Общие допуски по ГОСТ 30893.1 - H14

Komponovka.cdw

Poyasnitelnaya_zapiska.docx

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ
ФГБОУ ВО «Брянский государственный технический университет»
«Политехнический колледж» (ПК БГТУ)
Дисциплина: ОП.03 «Техническая механика»
Тема проекта: «Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
ПКТУ.КП 19. . 000 ПЗ
«Политехнический колледж» (ПК БГТУ)
Председатель цикловой комиссии
« 30 » августа 2021 г.
на курсовое проектирование по общепрофессиональной дисциплине
ОП.03. Техническая механика
Тема проекта: Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру. Полезная сила передаваемая лентой конвейера Fл= 8 кН; скорость ленты Vл= 11 мс; диаметр приводного барабана Dб=400 мм. Редуктор нереверсивный предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.
Содержание и объем проекта
Курсовой проект состоит из пояснительной записки 25-30 листов формата А 4 и графической части 15-25 листа формата А 1.
Содержание пояснительной записки
Задание для курсового проекта
Расчетно-конструкторский раздел
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2 Расчет зубчатых колес редуктора
3 Предварительный расчет валов редуктора
4 Конструктивные размеры шестерни и колеса
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
6 Расчет клиноременной передачи
7 Первый этап компоновки редуктора
8 Проверка долговечности подшипников
9 Второй этап компоновки редуктора
10 Проверка прочности шпоночных соединений
11 Уточнённый расчет валов
12 Вычерчивание редуктора
13 Посадки деталей редуктора
14 Выбор сорта масла
Список используемой литературы
Компоновка редуктора
Чертеж детали редуктора (вал шестерня крышка)
График выполнения курсового проекта
Объём выполнения в %
Подпись преподавателя
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
3 Предварительный расчёт валов редуктора
4 Конструктивные размеры шестерни и колеса
6 Расчет цепной передачи
11 Уточненный расчет валов
13 Посадка деталей редуктора
14. Сборка редуктора
15.Выбор сорта масла
Задание рассмотрено и одобрено цикловой комиссией «Монтаж и техническая эксплуатация промышленного оборудования»
Расчетно-конструкторский раздел3
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет3
2 Расчет зубчатых колес редуктора4
3 Предварительный расчет валов редуктора8
4 Конструктивные размеры шестерни и колеса9
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора9
6 Расчет открытой цепной передачи10
7 Первый этап компоновки редуктора13
8 Проверка долговечности подшипников14
9 Второй этап компоновки18
10 Проверка прочности шпоночных соединений19
11 Уточненный расчет валов20
12 Вычерчивание редуктора29
13 Посадки деталей редуктора29
14 Выбор сорта масла30
15 Сборка редуктора30
Список использованной литературы33
КПД пары цилиндрических зубчатых колес коэффициент учитывающий потери пары подшипников качания КПД цепной передачи КПД учитывающий потери в опорах вала приводного барабана
Мощность на валу барабана
Требуемая мощность электродвигателя:
Угловая скорость барабана:
Частота вращения барабана:
В таблице. П.1 по требуемой мощности с учетом возможностей привода состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора и для цепной передачи выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 обмин 4А160S6У3 с параметрами и скольжением 27% (ГОСТ 19523-81).
Номинальная частота вращения:
Проверим общее передаточное отношение:
что можно признать приемлемым так как оно находится между 9 и 36 (больше значение принимать не рекомендуют).
Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 для цепной передачи:
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:
- шестерня - сталь 45 улучшение твердость - НВ230;
- колесо - сталь 45 улучшение твердость - НВ210.
Допускаемое контактное напряжение [1 с. 33]:
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов:
- коэффициент долговечности принимаем [1 с. 33];
- коэффициент безопасности принимаем [1 с. 33].
Для косозубых передач расчетное допускаемое контактное напряжение:
Допускаемое напряжение на изгиб [1 с.43]:
где - предел выносливости.
По табл. 3.9 [1 с.44] для стали 45 улучшенной при твердости
- коэффициент безопасности:
где [1 табл. 3.9 с.44];
Межосевое расстояние передачи [1 с. 32]:
где - вспомогательный коэффициент для косозубых передач ;
- вращающий момент на тихоходном валу редуктора;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимаем [1 с.32 табл. 3.1];
- коэффициент ширины венца колеса принимаем [1 с. 36];
- допускаемое контактное напряжение.
Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 c.36].
Определяем нормальный модуль [1 с. 36]:
Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с.36].
Принимаем предварительно
Определяем суммарное число зубьев:
Определяем числа зубьев шестерни и колеса:
Фактическое передаточное число [1 с. 37]:
Отношение фактического передаточного числа от номинального:
Условие выполняется.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
Делительные диаметры шестерни и колеса [1 c. 37]:
Диаметр окружности вершин зубьев [1 c. 45]:
Диаметр окружности впадин зубьев [1 c. 45]
Окружная скорость [1 с. 32]:
При данной скорости назначаем степень точности - 8 [1 с. 32].
Условие прочности по контактным напряжениям [1 с. 31]:
где- коэффициент нагрузки:
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Принимаем в зависимости от окружной скорости и степени точности KHα=1078 [1 c. 39 табл. 3.4];
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца:
Принимаем [1 табл. 3.5 с.39].
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении принимаем [1 табл. 3.6 с.40].
Сделав подстановку получим:
Отклонение действительного контактного напряжения от расчетного допускаемого:
что удовлетворяет условию т.к. перегрузка по контактным напряжениям допускается до 5% а недогрузка 10%.
Условие прочности по напряжениям изгиба [1 с.46]:
где - коэффициент нагрузки:
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [1 табл. 3.7 с.43]:
- коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки [1 табл. 3.8 с.43]:
- коэффициент учитывающий форму зуба шестерни и колеса и зависящий от эквивалентного числа зубьев [1 с.46]:
Таким образом: [1 с.42].
- коэффициент учитывающий наклон зуба [1 с.46]:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
где - коэффициент торцового перекрытия принимаем [1 с.47].
Определим менее прочное звено:
Менее прочное звено передачи - шестерня так как указанное отношение получилось меньше. Исходя из этого проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе проводим для менее прочного звена.
Проверяем прочность зуба:
Условие прочности выполнено.
3 Предварительный расчет валов редуктора
Ведущий вал. Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []=15МПа по формуле:
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя то необходимо согласовать диаметры ротора двигателя (dдв) и вала (dв1).
У принятого двигателя 4А160S4 - dдв= 42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв = 42 мм и dв1= 36 мм.
Диаметр вала под подшипником примем
Ведомый вал. Диаметр выходного конца вала:
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда
Диаметр вала под подшипником
Диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса:
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Шестерню выполняем за одно целое с валом ее размеры определены ранее:
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
Толщина фланцев поясов корпуса и пояса крышки:
- верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
- нижнего пояса корпуса:
Толщина ребер основания корпуса:
Толщина ребер крышки:
Принимаем болты с резьбой М18.
- крепящих крышку к корпусу у подшипников:
Принимаем болты с резьбой М14.
- соединяющих крышку с корпусом:
Принимаем болты с резьбой М10.
6 Расчет открытой цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь [1 табл. 7.15 с.147].
где - вращающий момент на валу меньшей звездочки;
- число зубьев той же звездочки:
Полученное значение округляем до целого нечетного числа .
- допускаемое давление приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира. Среднее значение принимаем ориентировочно [1 табл. 7.18 с. 150];
- число рядов цепи принимаем m=2 [1 табл. 7.18 с. 150];
- коэффициент учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи [1 с.149]:
где - динамический коэффициент; при спокойной нагрузке принимаем [1 с.149];
- коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния; при принимаем [1 с.150];
- коэффициент учитывающий наклон цепи; при наклоне до принимаем [1 с.150];
- коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения цепи; при автоматическом регулировании принимаем [1 с.150];
- коэффициент учитывающий способ смазывания цепи принимаем [1 с.150];
- коэффициент учитывающий периодичность работы передачи принимаем [1 с.150].
Принимаем цепь 2ПР-3175-177 по ГОСТ 13568-97 [1 табл. 7.15 с.147]:
- проекция опорной поверхности шарнира - ;
- разрушающая нагрузка -
- масса одного метра цепи - .
Число зубьев ведомой звездочки [1 с.152]:
Фактическое передаточное число:
Проверяем цепь по двум показателям [1 с.152]:
) По частоте вращения.
Допускаемая частота вращения для цепи с шагом условие выполнено [1 табл. 7.17 с.149].
) По давлению в шарнирах.
Для данной цепи допустимое давление в шарнирах уточняем в соответствии с частотой вращения определяем интерполированием с учетом табличных значений [1 табл. 7.18 с.149]:
С учетом примечания к табл.7.18:
Расчетное давление [1 с.153]:
где - окружная сила передаваемая цепью:
где - фактическая скорость цепи:
Оптимальное межосевое расстояние [1 с.148]:
где - стандартный шаг цепи
Число звеньев цепи [1 с.148]:
где - межосевое расстояние в шагах [1 с.148]:
Принимаем для расчёта ;
- суммарное число зубьев:
- поправка [1 с.148]:
Полученное значение округляем до целого четного числа принимаем [1 с.149].
Уточняем значение межосевого расстояния [1 с.149]:
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на .
Диаметры делительных окружностей звездочек [1 с.148]:
Диаметры наружных окружностей звездочек [1 с.148]:
где - диаметр ролика цепи принимаем =1905 мм [1 табл. 715 с.147].
Силы действующие на цепь [1 с.153]:
где - масса одного метра цепи - [1 табл. 7.15 с.147].
- от провисания цепи:
где - коэффициент учитывающий расположение цепи при горизонтально расположенной цепи [1 с.151].
- расчетная нагрузка на валы:
Проверяем коэффициент запаса прочности [1 с.151]:
где - допускаемый коэффициент запаса прочности при частоте вращения меньшей звёздочки n1=195 обмин значение определяем интерполированием с учётом табличных значений [1 табл. 7.19 с.151]:
Расчетный коэффициент запаса прочности:
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции-разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1 чертить тонкими линиями.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии-оси валов на расстояние мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а)Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса ;при наличии зазор берется от торца ступицы;
б)Принимаем зазор окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A= ;
в)Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенки корпуса A=; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника то расстояние А надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала вместе посадки подшипников . Результаты сводим в таблицу 7.1.
Решаем вопрос о смазывание подшипников. Принимаем для подшипников смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца (см. гл. IX рис. 9.47). Их ширина определяет размер y=812 мм.
8 Проверка долговечности подшипников
Определяем силы действующие в зацеплении.
Окружная сила [1 с.158]:
Радиальная сила [1 с.158]:
Осевая сила [1 с.158]:
Силы действующие в зубчатом зацеплении:
Усилие на вал от муфты:
Длины участков вала:
Выбраны радиально-упорные подшипники 36209 по ГОСТ 831-75:
- динамическая грузоподъемность - ;
- статическая грузоподъемность -
Определим реакции в опорах.
Вертикальная плоскость YOZ:
Горизонтальная плоскость XOZ:
Определяем отношение:
где - число рядов тел качения.
Принимаем коэффициент осевого нагружения [1 с.212-213 табл. 9.18]:
Осевые составляющие [1 с.216]:
Определяем соотношение сил:
Тогда осевые нагрузки подшипников [1 с.217 табл. 9.21]:
Вычисляем отношения:
где - коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца
Принимаем коэффициенты [1 с.212-213 табл. 9.18]:
- коэффициенты радиальной нагрузки;
; - коэффициенты осевой нагрузки;
- коэффициент безопасности [1 с.214 табл. 9.19];
- температурный коэффициент [1 с.214 табл. 9.20].
По результатам отношенийвыбираем соответствующую формулу для определения эквивалентных нагрузок [1 с. 209]:
Наиболее нагружен подшипник под опорой 2.
Расчетная долговечность млн. об. [1 с.211]:
Расчетная долговечность ч [1 с.211]:
что больше требуемого.
Усилие на вал от открытой передачи:
Длины участков вала:
Выбраны радиально-упорные подшипники 36213 по ГОСТ 831-75:
Наиболее нагружен подшипник под опорой 1.
9 Второй этап компоновки
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерами найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии удаленные от середины редуктора на расстояние . Используя эти осевые линии вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торца должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торца внутренних колец подшипников;
в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа.
Применяем уплотнения манжетного типа.
г) перехода вала (диаметр ) к присоединительному концу (диаметр ) выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника.
Длина присоединительного конца вала (диаметр ) определяется длиной ступицы муфты.
Аналогично конструируем узел ведомого вала.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки принимая их длины на 10 мм меньше длин ступиц.
Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт применены призматические шпонки выполненные по ГОСТ 23360-78.
Проверим шпоночное соединение по напряжениям смятия.
Условие прочности на смятие [1 с. 170]:
где - передаваемый вращающий момент;
- диаметр вала в месте установки шпонки мм;
- глубина шпоночного паза на валу мм;
b - ширина шпонки мм;
- допускаемое напряжение на смятие. При стальной ступице [1 с.170].
Рассчитаем шпонку выходного участка быстроходного вала.
Условие прочности выполняется.
Рассчитаем шпонку выходного участка тихоходного вала.
Рассчитаем шпонку участка вала под зубчатым колесом.
11 Уточненный расчет валов
Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов вала
Изгибающие моменты в плоскости YOZ:
Изгибающие моменты в плоскости ХOZ:
Определяем суммарный момент:
Рисунок 3 - Эпюра и опасные сечения ведущего вала
Материал вала тот же что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом) т.е. сталь 45
Предел выносливости при симметрическом цикле изгиба:
Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения:
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [1 с.162]:
где - отношение эффективного коэффициента концентрации к масштабному фактору [1 табл. 8.7 с. 166];
- амплитуда циклов нормальных напряжений:
где - суммарный момент в сечении ;
- осевой момент сопротивления сечения вала:
- коэффициент характеризующий чувствительность материала к нормальным напряжениям для углеродистых сталей [1 с.164];
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
где - осевая нагрузка на вал.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [1 с.164]:
где - отношение эффективного коэффициента концентрации к масштабному фактору для касательных напряжений [1 табл.8.7 с.166]:
- амплитуда циклов касательных напряжений;
- коэффициент характеризующий чувствительность материала к касательным напряжениям принимаем [1 с. 166];
- среднее напряжение цикла касательных напряжений:
где - полярный момент инерции сопротивления сечения вала:
Общий коэффициент запаса прочности в данном сечении [1 с.162]:
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена переходом от второй к третьей ступени.
где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений принимаем [1 табл. 8.2 с.163];
- масштабный фактор для напряжений =0835 [1 табл. 8.8 с.166];
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности принимаем [1 с. 162];
где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений принимаем [1 табл. 8.2 с.163];
- масштабный фактор напряжений [1 табл. 8.8 с.166];
Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена переходом между диаметром впадин шестерни и диаметром третьей ступени
- масштабный фактор напряжений =0791 [1 табл. 8.8 с.166];
где - суммарный изгибающий момент в сечении ;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений.
где - полярный момент инерции сопротивления сечения вала
Материал вала сталь 45 термическая обработка - улучшение
Рисунок 4 - Эпюра и опасные сечения тихоходного вала
Сечение Г-Г. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
где - крутящий момент;
- полярный момент инерции сопротивления сечения вала:
Сечение Д-Д. Концентрация напряжений обусловлена переходом между диаметром под подшипник и буртиком.
где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений принимаем [1 табл. 8.5 с.165];
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности принимаем [1 с. 162];
где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений принимаем [1 табл. 8.5 с.165];
- масштабный фактор [1 табл. 8.8 с.166];
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости [1 с.162];
Сечение Е-Е. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки на третьей ступени под колесом
- масштабный фактор напряжений 076 [1 табл. 8.8 с.166];
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости ;
Сечение Е-Е. Концентрация напряжений обусловлена посадкой колеса с гарантированным натягом.
По рассчитанным ранее параметрам редуктор вычерчиваем в двух проекциях на листе формата А1 (594х841 мм) в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в таблице 10.13 [1 с.263].
Посадка зубчатого колеса на вал H7p6 по ГОСТ 25347-82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7h6. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 10.13 [1 с.263].
Смазка зубчатой передачи при окружных скоростях в зацеплении до 125 мс осуществляется окунанием колеса в масляную ванну. Такой способ смазки называют картерным. При более высоких скоростях центробежная сила сбрасывает масло с зубьев и не обеспечивает достаточную смазку зацепления.
Объем заливаемого масла приходящегося на 1 кВт передаваемой мощности равен .
Определяем объем масляной ванны V:
По табл. 10.8 [1 стр. 253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и скорости мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м2с.
Принимаем масло индустриальное И-30А [1 табл.10.10 стр.252].
Смазывание подшипников целесообразно осуществлять той же смазкой что и зубчатые колеса. Так как то происходит разбрызгивание масла и внутри картера образуется масляный туман обеспечивающий смазку подшипников качения.
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 шариковые радиально-упорные подшипники предварительно нагреты в масле до 80-100С;
на ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем задевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники 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 манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки болтами с пружинными шайбами.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
В современных условиях управление качеством во многом базируется на стандартизации. Стандартизация представляет собой нормативный способ уравнения. Ее воздействие на объект осуществляется путем установления норм и правил оформленных в виде нормативного документа и имеющих юридическую силу.
Стандарт - это нормативно-технический документ устанавливающий основные требования к качеству продукции.
Немаловажная роль в управлении качеством принадлежит техническим условиям (ТУ).
Технические условия - это нормативно-технический документ устанавливающий дополнительные к государственным стандартам а при их отсутствии самостоятельные требования к качественным показателям продукции а также приравниваемые к этому документу техническое описание рецептура образец-эталон. Требования предусмотренные техническими условиями не могут быть ниже чем в государственных стандартах.
Система управления качеством продукции базируется на комплексной стандартизации.
Стандарты определяют порядок и методы планирования повышения качества продукции на всех этапах жизненного цикла устанавливают требования к средствам и методам контроля и оценки качества продукции. Управление качеством продукции осуществляется на основе: государственных международных отраслевых стандартов и стандартов предприятий.
Государственная стандартизация выступает средством защиты интересов общества и конкретных потребителей и распространяется на все уровни управления.
Графическая часть выполнена в соответствии со следующими стандартами:
) форматы ГОСТ 2.301 - 68;
) масштабы ГОСТ 2.302 - 68;
) линии ГОСТ 2.303 - 68;
) шрифты чертежные ГОСТ 2.304 - 81;
) изображения виды разрезы сечения ГОСТ 2.305 - 2008;
) нанесение размеров предельных отклонений ГОСТ 2.307 - 2011;
) основные надписи чертежа ГОСТ 2.104 - 68;
) виды конструкторских документов ГОСТ 2.102 - 2013;
) основные размеры метрической резьбы ГОСТ 1 24705—2004;
) общие допуски размеров ГОСТ 30893.1 — 2002.
Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами разность которых образует допуск.
Список использованной литературы
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов С. А. Чернавский К. Н. Боков И. М. Чернин и др.- 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1988. - 416 с.: ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие. Изд-е 2-е перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ. – 2002.

Reduktor_spetsifikatsia.spw

Болт М8-6gх22 ГОСТ 7796-70
Болт М10-6gх25 ГОСТ 7796-70
Болт М12-6gх50 ГОСТ 7796-70
Винт М14-6gх125 ГОСТ 17473-80
Гайка М12-6H ГОСТ 5915-70
Гайка М14-6H ГОСТ 5915-70
Манжета 1.1-40х60-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-60х85-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 36209 ГОСТ 831-75
Подшипник 36213 ГОСТ 831-75
Шайба 8 ГОСТ 6402-80
Шайба 10 ГОСТ 6402-80
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шайба 14 ГОСТ 6402-70
Шпонка 10х8х45 ГОСТ 23360-78
Шпонка 16х10х80 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х70 ГОСТ 23360-78
Штифт 10х40 ГОСТ 3129-70

Reduktor.cdw

Техническая характеристика:
Крутящий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Передаточное число передачи
Редуктор цилиндрический
Технические требования:
Необработанные поверхности литых деталей
красить маслостойкой краской эмалью.
Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115