На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


курсовая работа Расчет редуктора

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 29.04.2012. Сдан: 2011. Страниц: 20. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Введение 

Данный  привод состоит из двух механических передач:
Редуктор  закрытая зубчатая передача;
Открытая  цепная передача.
Так же в привод входит одна упругая муфта.
Передаточное  число привода:
 

Характеристика  редуктора:
1. Закрытая зубчатая понижающая передача.
Первый  вал  ведущий вал редуктора, быстроходный вал. Второй вал ведомый вал редуктора, тихоходный вал.
2. Редуктор одноступенчатый  имеет лишь одно  зацепление.
3. Редуктор цилиндрический.
4. Передача косозубая  (наклон зубьев на шестерне правый, на колесе левый)
5. Привод горизонтальный.
Достоинства:
Высокая нагрузочная способность, малые габариты, большая  долговечность и  надежность работы, высокий КПД от 97% до 98% в одной ступени, постоянство передаточного  отношения, применение в широком диапазоне скоростей, мощностей и передаточных отношений.
Недостатки:
Повышенные  требования к точности изготовления, шум  на больших скоростях, высокая жесткость  без компенсации динамической нагрузки 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1 Выбор электродвигателя
Кинематический  и силовой расчет привода 
 

1.1. Найдем требуемую  мощность двигателя 


где: Р1 - мощность двигателя.
Р3 - мощность на выходе (на валу цепной передачи ведомой звездочки)
?общ - общий КПД привода. 


где: ?муфты- 0,98
?подшипн- 0,993
?цепн- 0,93
?редуктора - 0,96
(А.Е.  Шейнблит «Курсовое  проектирование деталей  машин» стр. 40) 

 

кВт
 

1.2. Выбор электродвигателя.
Выбираем  электродвигатель 4А 180М6/975 серии 4А ГОСТ 19523-81
Рдвиг= 18,5 кВт
nдвиг= 1000 об/мин nном (синхронная) = 975 об/мин
Типоразмер 180М6 число полюсов 6
dдв = 48 мм 

1.3. Найдем передаточное  число привода  и разобьем по  ступеням. 


uред = 2 … 5 = 4


uцепи = 2 … 4 = 3,75
Передаточные  числа выбранных  передач попадают в решетку интервалов. 
 

1.4. Кинематический и  силовой расчет  привода. 

n об/мин
? с -1
P Вт
T Н м
I вал 975 102,05 17390 170,41
II вал 243,75 25,512 15627,35 612,537
III вал 65 6,803 15000 2204,9
 
где:       об/мин;
 
 об/мин;

 
 об/мин;

 
 с-1;

 
 с-1;

 
 с-1;

- расчетная  мощность электродвигателя;

   
Вт;

- мощность на валу ведомой звездочки, из задания;

 
 Н м;

 
 Н м;

 
 Н м;
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2 Расчет закрытой зубчатой передачи 

2.1. Выбор материала колес
Выбираем  сталь марки 40Х  для вала шестерни и колеса. D = 125 мм.
Ширина  S = 80 мм. Твердость сердцевины HB = 269…302. Твердость поверхности HRCэ = 45….50. Предел прочности ?В = 900 МПа, Предел текучести ?Т = 750 МПа, Термическая обработка улучшение и закалка при нагреве ТВЧ. 

2.2. Допускаемое контактное  напряжение 

Для косозубых колес  расчетное допустимое контактное напряжение определяется как:
 

Для шестерни
  
МПа;
 

Для колеса
  
МПа;
 

Расчетное контактное напряжение:
 МПа;
 

Требуемое условие    выполняется 

2.3. Допускаемое напряжение  изгиба. 

 

где: ?Fmin- Предел выносливости зубьев при изгибе 650 МПа
SFmin- Минимальный коэффициент запаса прочности 1,75 для зубчатых колес изготовленных из поковок.
Ya - Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, принимаем 1 при одностороннем приложении нагрузки.
Yn - Коэффициент долговечности. 

 

где: NFlim = 4 106 - базовое число циклов напряжений
 
где: года (22000 из задания на проект долговечность зацепления редуктора в часах) 


 
 


 
 

 МПа
 

 МПа
 

2.4. Определяем межосевое расстояние. 

,

где:
Ка - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка = 43
Т2 - номинальный вращательный момент на колесе (Н/м) (из пункта 1.4)
КН? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, зависит от твёрдости и от ?bd
U передаточное число (из пункта 1.3)
? = b/a коэффициент ширины венца зубчатого колеса, относительно межосевого расстояния
?пр допускаемое контактное напряжение (МПа) (из пункта 2.2) 

Принимаем КН? = 1.25 (Чернилевский с. 136, таб.4.3) не смотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем рекомендуемое для этого случая, т.к. со стороны цепной передачи действуют силы вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшение контакта зубьев.
? = 0.315 Выбираем из технических условий (Чернилевский с.139) 

;
 

 мм.
 

Выбираем  стандартное межосевое  расстояние a? = 160 мм (Чернилевский с. 139, таб.4.10)
Определяем ?bd - коэффициент ширины венца зубчатого колеса, относительно диаметра 
 

Предварительные основные размеры  колеса. 

2.5. Определяем ширину венца зубчатого колеса. 

a) колеса       
 мм.
 

б) шестерни     
 мм.

Принимаем b1 = 53/55 мм, b2 = 50/52 мм  (Дунаев таб. 24.1, с. 372) 

2.6. Определяем значение модуля для колёс. 

,

где:
Т2 - номинальный вращательный момент на колесе (Н/м) (из пункта 1.4)
U передаточное число (из пункта 1.3)
?Fр2 допустимое напряжение изгиба (из пункта 2.3)
Km вспомогательный коэффициент, Km = 5.8 

 

Принимаем

 

2.7. Определяем суммарное число зубьев. 

,

где:
?=140; (cos14,070=0,978)

Принимаем Z? = 91 

Определяем  действительное значение угла ?. 

 

;
 

? = 14.070 попадает в интервал. 

2.8. Определяем число зубьев шестерни. 

 

 шт.
 

Определяем  число зубьев колеса 


 шт.
 

2.9. Определяем делительные диаметры колёс. 

а) Шестерни

 мм.

б) Колеса

 мм.

Проверка:

 мм.
 

2.10 Диаметры вершин зубьев.
  а) Шестерни

 мм.
 

б) Колеса

 мм.
 

2.11. Диаметры впадин зубьев.
а) Шестерни

 мм.
 
 

б) Колеса

 мм.
 

2.12 Определяем фактическое передаточное число. 


 
 

2.13. Коэффициент воспринимаемого смещения.
,

где:

 

 

2.14. Определяем размеры заготовок.
а) Шестерни

 мм.
 


 мм.

б) Колеса

 мм.
 


 мм без выточек.
 

2.15 Контактное напряжение. 

,

где:
Z? = 270 Kн = 1,26 (Чернилевский §4.3.) 

 МПа.
 

2.16 Силы в зацеплении. 

Окружная  сила:
 

 Н
 

Радиальная  сила:

 Н

Осевая сила:

 Н
 

2.17. Проверка зубьев на напряжение изгиба.
а) Шестерни 

,
 

где:
?Fp2 (из пункта 2.3)
- коэффициент  наклона линии  зуба

- окружная  скорость в зацеплении

KF =1.11 (Чернилевский с. 138, таб.4.7) 

 мм.

11 МПа ? 794,48 МПа
б) Колеса
,

где:
YF коэффициент формы зуба (Чернилевский с. 143, таб.4.12) 

 

12,49 МПа ? 644,8 МПа 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3 Расчет цепной передачи 

3.1. Параметры цепи
Т1 = 612,537 Н м;
mp - число рядов цепи 1;
   шт;
    шт; 

3.2 Определяем расчетную мощность. 

 

где: P1 - мощность на валу ведущей звездочки 

 

где: Кд - коэффициент динамической нагрузки 1 для равномерной нагрузки, Ка - коэффициент межосевого расстояния или длины цепи 1 для а=(30…50) рц, Кн - коэффициент наклона передачи к горизонту 1 наклон до 60о, Крег - коэффициент регулирования натяжения цепи 1,25 не регулируется, Кс - коэффициент смазки и загрязнения передачи 1,3 удовлетворительная смазка II класс помещение запыленное, Креж - коэффициент продолжительности работы передачи в течение суток 1,25 для двухсменной работы; 

 

KZ - коэффициент числа зубьев.
,

где
z01 - принимаем 23 для передаточного отношения 3,75 (Иванов М.Н. стр. 286 Ряд рекомендуемых чисел малой звездочки) 

 

Kn - коэффициент частоты вращения.. 

,

где
n01 - принимаем 200 (Иванов М.Н. стр. 287 из ряда в таблице 13.1) 

 

 Вт
 

3.3. По таблице для  n01 и Pp назначаем однорядную цепь с шагом рц=38,1 мм (Иванов М.Н. стр. 290 таблица 13.4) ПР-38, 1-127000 ГОСТ 13568-75 

3.4. По рекомендации 13.5 a=(50…30)pц (Иванов М.Н. стр. 278) принимаем
a= 40 38,1 = 1524 мм, есть межосевое расстояние. 

3.5. Определяем скорость  цепи и частоту  вращения звездочки. 

,
 

где: z1 - число зубьев малой звездочки,
n1 - частота вращения звездочки,
рц - шаг цепи. 

 м/с,
 

3.6. Число звеньев цепи или длина цепи в шагах: 

,
 

где: z1 - число зубьев малой звездочки,
z2 - число зубьев большой звездочки,
а - межосевое расстояние,
рц - шаг цепи. 

 

3.7. Уточняем межосевое  расстояние. 

 

 мм
 

Передача  работает лучше при  небольшом провисании холостой ветви цепи. Поэтому межосевое  расстояние принято  уменьшать примерно на (0,002…0,004)а. 


 мм
 

3.8. Определяем диаметры звездочек. 

 
 мм
 

 
 мм
 

3.9. Определяем окружную  силу цепной передачи. 

 
 Н
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4 Предварительный расчет валов. 
 

4.1 Размеры диаметров для быстроходного вала (вал-шестерня). 

   

    
где,  ? = 25 (МПа) касательное напряжение для муфты,
Т1 = 170,41 (Н•м)  крутящий момент вала I,  

   
 мм.

Принимаем мм. 

Рассчитываем  диаметр по подшипники: 

   
 

   
 мм.
 

   Выбираем  шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии тип 211 (см. Чернилевский, стр.540, т.П.5) ГОСТ 8338-75
   
Подшипник dп D B Cr, кН
С0r, кН
211 55 100 21 34 25,6
 
 
 
 
   Рассчитываем  диаметр под шестерней: 

   

   
 мм.
 

   

   
 мм.

   
мм.

   где:
   lмуф = 60 мм. (Дунаев П.Ф. стр 209 таб. 13,5 ГОСТ 20884-75) 

   Силы, действующие на вал  I из раздела 3: Н;  Н;  
 

   Определяем  нагрузку возникающую при соединении валов муфтой: 

   

   
 Н
 

   Определяем  момент образованный осевой силой Fa 

   
 Н мм
 

   Определяем  реакции в подшипниках R R. Для этого составим уравнения равновесия для вертикальной плоскости: 

                        
   

                                              Н
     Н
                        
   

   
 Н

     Н 

   Проверка:
   
   
  
 

   Построение  эпюры Мz по участкам: 

   Участок 1 (слева):                                                                            
                         х1                                                               
          Rв1                         М1                                   
             

                                      с                                  Н мм
           
   Участок 2 (справа):                                                      
                                 х2                          
               Rв2            
               М2                
                                                                              Н мм
                  с1 

Определяем  реакции в подшипниках  R R. Для этого составим уравнения равновесия для горизонтальной плоскости:
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.