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 Детали машин

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 29.04.2012. Сдан: 2011. Страниц: 19. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


 
     Задание: Привод галтовочного барабана.

 
 
 
 
 

Исходные  данные:
Окружная сила на барабане F, кН   -  1,4
Диаметр барабана D, мм   - 900
Окружная скорость барабана v, м/с   -  4,0
Срок службы привода, лет – 8 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   1 Выбор электродвигателя  и кинематический расчет 

   Необходимо  определить мощность передачи, частоты  вращения и моменты на валах привода. 

 
      Определяем  общий h привода
 
hобщ = hр*hп3*hм *hрем 

где hрем=0,96 - КПД ременной передачи
      hп=0,995- КПД подшипников
      hр=0,97- КПД цилиндрической передачи
      hм=0,99 - КПД муфты
    
hобщ=0,97*0,9953*0,98*0,96=0,9 

       Требуемая мощность двигателя
 
 
 Требуемая  мощность двигателя равна: 

 

где  Ртр – требуемая мощность двигателя, Вт. 

Рисп = F * v = 1,4 * 4 = 5,6 кВт

 

       Выбираем электродвигатель
 
Принимаем двигатель 4АМ160S8: Рдв = 7500 Вт; nдв=730 об/мин 

        Определяем общее  передаточное число  редуктора uобщ:
 
uобщ = nдв/nв 

где nдв – частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
      nв – частота вращения приводного вала, об/мин. 

nв = 60000 * v/(3.14*D) = 60000*4/(3.14*900) = 84,93 
 
 
 
 
 

 
 

       Передаточные отношения передач
 
Примем  передаточные отношения для цилиндрической и конической передач по ГОСТу
Принимаем соотношение  up=3 и uрем=2,8
uф = 3*2,8 = 8,4 (отклонение 2,3%<5%) 

       Определяем частоту вращения валов привода:
 
1 вал - быстроходный вал редуктора
n1 = nдвиг/ uрем =730/2,8 = 260,7 об/мин 

2 вал – тихоходный вал редуктора
n2 = n1/uр = 260,7/3 = 86,9об/мин 

3 вал – приводной вал
n3 = n2 = 86,9 об/мин 

1.7  Определяем моменты на валах 
 

 

Для расчета  моментов на остальных валах необходимо учесть КПД

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      2 Расчет закрытой  зубчатой передачи

     2.1 Подбор материала и назначение  термообработки

 
      Принимаем материал шестерни и колеса ст. 40Х, термообработка – улучшение, для колеса : 235…262НВ, для шестерни – 269…302НВ.
      Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NН0; NF0. Присвоим индексы: 1 – шестерня, 2 – колесо.
КHL =
,

где NHO = (HBср)3;
NHO1 = ((235+262)/2)3= 0,15*108 циклов
NHO2 = ((269+302)/2)3= 0,23*108 циклов

      Примем Ксут = 0,7; Кгод = 0,8
      N1 = 8*365*24*0,8*0,7*60*260,7=6,1*108 циклов
      N2 = 8*365*24*0,8*0,7*60*130,4=3*108 циклов 

      Т.к. N1 > NHO1, то КHL1 = 1
                  N2 > NHO2, то КHL2 = 1 

     
      
      
       

     2.2 Определение допустимых контактных напряжений 

     
       
 

     В качестве расчетного допустимого контактного  напряжения, при термообработке I (режим термообработки колеса и шестерни – улучшение) принимаем меньшее, т.е.  
 
 
 
 
 
 
 
 

     2.3 Определение допустимых  напряжений  изгиба 

      КHL =
,

где NFO = 4*106; 

      Т.к. N1 > NFO, то КFL1 = 1
                  N2 > NFO, то КFL2 = 1 

     
       

     В качестве расчетного допустимого напряжения изгиба, принимаем меньшее, т.е.  
 
 

     2.4 Расчет параметров передачи 

     - Определяем межосевое расстояние: 


 

где  aw – межосевое расстояние, мм;
        Ка – коэффициент межосевого расстояния;
        ?a – коэффициент ширины колеса;
        KH? ? коэффициент концентрации нагрузки.
       
 

     Принимаем межосевое расстояние aw =170, округлив до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров. 

     - Определим модуль передачи: 

:

где  m – модуль зацепления, мм;
       Кm – вспомогательный коэффициент;
       b2 – ширина венца колеса, мм;
       d2 – делительный диаметр колеса, мм. 

b2 = 0,32*170=55 

d2 = 2* аw *u/(u+1) 
 

d2 = 2*170*3/(3+1)= 255 

 

      Полученное  значение m округляем в большую сторону до стандартного значения
m =2,5 мм

     - Суммарное число зубьев и угол  наклона

 
 

где: ?min – минимальный угол наклона зубьев, ?. 

 

 

где: Z? – суммарное число зубьев. 


 

где: ? – угол наклона зубьев колеса, ? 



     - Числа зубьев шестерни и колеса
 

где: z1 – число зубьев шестерни;

z2=z? ? z1, 

где: z2 – число зубьев колеса. 

z2= 134-34=100 

     -Фактическое  передаточное число 

%;
 

uф=z2/z1. 

uф=100/34=2 

      - Определим фактическое межосевое  расстояние, мм: 

 

 

 

     - Определим основные геометрические параметры передачи:  

     Делительный диаметр 

 

где d1 – делительный диаметр шестерни, мм  

 

d2 = 2aw?d1 , 

где: d2 – делительный диаметр колеса, мм. 

d2 = 2*170-86,27=253,73 

     Диаметр окружности вершин 

da1=d1+2m, 

где: da1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм 

da1= 86,27 +2*2,5=91,26 

da2=d2+2m 

где: da2 – диаметр вершин зубьев колеса, мм. 

da2= 253,73+2*2,5=258,73 

     Диаметр окружности впадин 

df1=d1?2.4m 

где: df1 – диаметр впадин зубьев шестерни, мм 

df1=86,27-2,5*2,5= 80,02 

df2=d2?2.5m 

где: df2 – диаметр впадин зубьев колеса, мм. 

df2= 253,73-2,5*2,5=247,48

     2.3 Определение сил  в зацеплении


Ft=2·103·T2/d2, 

где: Ft – окружная сила, Н 

Ft=2·103·759,8/253,73=5989 

Fr = Ft·0,364/cos?, 

где: Fr – радиальная сила, Н 

Fr = 5989 · 0,364/cos9,84=2212,5 

Fa = Ft·tg?, 

где: Fa ?осевая сила, Н 

Fa =5989 · tg9,84 = 1038,8

     2.4 Проверка зубьев по напряжениям изгиба

 
;
 

;
 

где: ?F2 – расчётное напряжение изгиба в зубьях колёс, МПа;
  ?F1 ? расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни, МПа;
      [?]F – допускаемые напряжения изгиба, МПа
            KF? – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
            KF? – коэффициент неравномерности нагрузки по длине;
          KFV – коэффициент динамической нагрузки (зависти от окружной скорости колес и
                     степени точности, vокр=1,15 м/с);
          Y? – коэффициент учитывающий наклон зубьев;
          YF1, YF2 – коэффициент формы зуба шестерни и колеса 
 

Y?=1???/140=0.93
zV=z/cos3?
zV1=34/cos39,84=36
zV2=100/cos39,84=105 

YF1=3.75
YF2=3.6 

 

 

Условие выполняется, т.е. зубья выдержат напряжения изгиба.
 
 

     2.5 Проверка зубьев по контактным напряжениям  
 

 

где: ?H - расчётное контактное напряжение, МПа
            KH? ? коэффициент концентрации нагрузки,
            KHV ? коэффициент динамической нагрузки,
             

 

  
     Перегрузка  составляет 2,3%<5% т.е. передачи по условию контактной прочности являются работоспособными. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     3 Расчет клиноременной передачи
 
      Выбираем  сечение клинового ремня по номограмме – Б.
      
      Определим минимально допустимый диаметр d1min=125 мм по таблице в зависимости от вращающего момента на валу двигателя T=98,1 Нм.
      Расчетный диаметр ведущего шкива d1=125 мм.
      Диаметр ведомого шкива:
      

где d2 – диаметр ведущего шкива, мм;
      d1 – диаметр ведомого шкива, мм;
      u – передаточное отношение привода;
      ? – коэффициент скольжения.

      Определим ориентировочное межосевое расстояние:
      

где а  – ориентировочное межосевое  расстояние, мм;
      d2 – диаметр ведущего шкива, мм;
      d1 – диаметр ведомого шкива, мм;
      h – высота сечения клинового ремня, мм. 


      Определим расчетную длину ремня:
      

где l – расчетная длина ремня, мм; 

      
 

      Округлим  длину ремня до значения из стандартного ряда l =1400 мм. 

      Уточним значение межосевого расстояния по стандартной  длине:
       

где а  – уточненное значение межосевого расстояния, мм.
       l – стандартная длина ремня, мм;
       d2 – диаметр ведущего шкива, мм;
       d1 – диаметр ведомого шкива, мм. 

      
 
 
 
 
 
 
 
 

      Угол  обхвата ремнем ведущего шкива:
      

где - угол обхвата ремнем ведущего шкива, град.

      Определим скорость ремня:
      

где v – скорость ремня, м/с.
 

     Частота пробегов ремня:
      U = l / u
 

где - допускаемая частота пробега (30с-1).
      U = 1,4 / 4,77 =0,3

      Условие соблюдается. 

      Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем:
      

где - допускаемая мощность, кВт;
      - допускаемая приведенная мощность, кВт;
      - коэффициент угла обхвата, Вт;
      - коэффициент влияния длины;
      - коэффициент числа ремней;
      - коэффициент динамичности нагрузки. 


             
      Количество  клиновых ремней:
      

где z – количество ремней, шт.;
      - мощность двигателя, Вт;
      - допускаемая мощность, Вт;
 

      Сила  предварительного натяжения
      
 

где Fо – сила предварительного натяжения, Н;
       - мощность двигателя, кВт;
       z – количество ремней, шт.;
       v – скорость ремня, м/с. 

 

      Окружная сила передаваемая комплектом клиновых ремней
      

где Ft – окружная сила, Н.
 

      Сила  натяжения ведущей ветви
      
      
где F1 – сила натяжения ведущей ветви, Н;
      Ft – окружная сила, Н;
      Fо – сила предварительного натяжения, Н.
 

      Сила  натяжения ведомой ветви:
      

где F2 – сила натяжения ведущей ветви, Н;
      Ft – окружная сила, Н;
      Fо – сила предварительного натяжения, Н.
      
 

      Сила  давления на вал:
      

 где Fоп – сила давления на вал, Н;
       Fо – сила предварительного натяжения, Н;
        z – количество ремней, шт;
      - угол обхвата ремнем ведущего шкива, град.
 

      Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей  ветви:
      

где - максимальное напряжение в сечении ведущей ветви, МПа;
      - напряжения растяжения, МПа;
      - напряжения изгиба, МПа;
      - напряжения от центробежных сил, МПа;
     - допускаемые напряжения растяжения, МПа. 

      Напряжение  растяжения:
      

где - напряжения растяжения, МПа;
      Ft – окружная сила, Н;
      Fо – сила предварительного натяжения, Н;
      z  - число ремней, шт.;
      А – площадь поперечного сечения  ремня, мм2 (138 мм2). 


             
      Напряжение  изгиба:
      
 

где - напряжения изгиба, МПа;
       h – высота сечения клинового ремня, мм;
       d1 – диаметр ведомого шкива, мм;
       Еu – модуль продольной упругости.
 

      Напряжение  от центробежных сил:
      

где - напряжения от центробежных сил, МПа;
       ? – плотность материала ремня,  кг/м3;
       v – скорость ремня, м/с.
 


      Условие прочности по максимальным напряжениям  выполняется. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    4 Предварительный  расчёт валов

Вал 1

      Диаметр входного конца вала: 

 

 мм - принимаем исходя из  конструктивных размеров муфты 

      Диаметр под подшипник:
 

dп = d +3= 48+5 =53  мм
                         
      Предварительно  выбираем подшипник шариковый, радиально-упорный, однорядный, средней серии, диаметр внутреннего кольца 55 

     Диаметр буртика:
dбп = dп + 6 = 55+6 = 61 мм примем dбп =62

Вал 2

 
      Диаметр выходного конца вала: 

 

     Принимаем d2 =58 мм
 
     Диаметр вала под подшипник: 

dп = d3 + 2·t = 58+2·3=64 мм 

где: t – высота заплечика,
                    t =3
      Предварительно  выбираем подшипник роликовый, конический, однорядный, средней серии, диаметр внутреннего кольца dп =65 мм 

      Диаметр под колесо:
dк = dп+4 = 65+2*3= 71 мм 

      Принимаем dк=72мм 
 
 
 
 
 


      Расчет  шпоночных соединений
 
 
      Для крепления колес и полумуфты  выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов, длины по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
     Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [?см]=100...120 МПа, допускаемые напряжения на срез для призматических и сегментных шпонок [?ср]=60...90 Н/  

Вал 1 

     Выбираем  шпонку 14х9х50 ГОСТ 23360-78 

      b=14 мм    h=9 мм       l=50 мм     T1=262,4 Нм     d=48 мм 

- напряжения смятия шпонки 

- напряжения среза  

     Выбранная шпонка выдержит напряжения смятия и  среза. 

Вал 2  

     Под колесом: 

      Выбираем  шпонку 20х12х65 ГОСТ 23360-78 

          b=20мм    h=12мм     l=65мм     T2= 759,8Нм   d=72мм
       
- напряжения смятия шпонки
- напряжения среза 

     Выбранная шпонка выдержит напряжения смятия и среза. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      Выходной  конец вала 

      Выбираем  шпонку 16х10х60 ГОСТ 23360-78 

          b=16мм    h=10мм     l=70 мм    T2=759,8Нм    d=58мм 

       
- напряжения смятия шпонки

- напряжения среза 

     Выбранная шпонка выдержит напряжения смятия и  среза. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     6 Предварительный  выбор подшипников 
 

      Для  цилиндрического косозубого редуктора выбираем подшипники для быстроходного и тихоходного вала: тип – шариковые радиально-упорные, однорядные; серия - средняя; схема установки показана на рисунках.

 

Рисунок 1 – Схема установки валов 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      7 Расчет нагружения  валов редуктора 
 

      Нагружение  валов редуктора рассчитывается по размерам эскизной компоновки (рис. 2) 


 
 

Рисунок – 2  Эскизная компоновка
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.