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 Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 11.05.2012. Сдан: 2011. Страниц: 18. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


 
       Введение. 

       С развитием  машиностроения увеличивается спрос  на редукторы, которые получили широкое  распространение и являются неотъемлемой частью различного рода машин.
       Редуктор  – механизм, служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Его назначение – понижение угловой скорости и соответственно повышение крутящего момента на ведомом валу по сравнению с ведущим.
       Редукторы классифицируются по типу передачи, числу  ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов редуктора в пространстве, особенностями кинематической схемы.
       В данной работе рассматриваем косозубый  одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор.
       Одноступенчатые редукторы отличаются простотой  в изготовлении, высоким КПД, надежностью  и долговечностью в работе. Поэтому они нашли широкое применение во всех отраслях промышленности.
       Задачей данного курсового проекта является получение практических навыков  в проектировании редукторов. Изучение методов силового и геометрического  расчета, методов изготовления основных деталей редукторов. 
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     

       I.Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей. 

       Задание на проектирование.
       Спроектировать  одноступенчатый цилиндрический косозубый  редуктор с цепной передачей для привода к ленточному конвейеру.
       Полезная  сила, передаваемая лентой конвейера, Fл=10 кН; скорость ленты vл=1,2 м/с; диаметр приводного барабана Dб=300 мм. Редуктор не реверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения. 

       
       Рис. 1. Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей:
       1-электродвигатель; 2-муфта; 3-одноступенчатый редуктор; 4-цепная передача; 5-приводный барабан; 6-лента конвейерная. 

       Расчет  и конструирование. 

       II.Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 
     

       КПД пары цилиндрических зубчатых колес  0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 0,99; КПД открытой цепной передачи 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, 0,99 (табл. 1.1 ).
       Общий КПД привода
       

       Мощность  на валу барабана
       
     кВт.
       Требуемая мощность электродвигателя
       
     кВт.
       Угловая скорость барабана
       
     рад/с.
       Частота вращения барабана
       
     об/мин 
         

       Рис. 2. Кинематическая схема  привода:
       А - вал барабана; В-вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; С-2-й вал редуктора. 

       По  требуемой мощности 13,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160М6, с параметрами кВт и скольжением 2,6%(табл. П.1 ). Номинальная частота вращения  об/мин, а угловая скорость - 

       
    рад/с
       Проверим  общее передаточное отношение:
       
    ,
       что можно признать приемлемым, так как  оно находится между 6 и 36 (большие  значения принимать не рекомендуется).
Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора  up=6, для цепной передачи 

 

       Частоты вращения и угловые  скорости валов редуктора и  приводного барабана: 

      Вал В
      n1=nдв=979об/мин
      рад/с
      Вал С
      об/мин
      рад/с
      Вал А
      nб=57,3об/мин
      рад/с
 
       Вращающие моменты:
       на  валу шестерни
       

       на  валу колеса
       
     
     
     
     

III.Расчет зубчатых колес редуктора. 

       Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200.
       Допускаемые контактные напряжения (формула(3.9) )
       
    ,

       где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
       Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой (улучшением) (табл. 3.2 )
       
    ;

        - коэффициент  долговечности; при числе циклов  нагружения больше базового, что  имеет место при длительной  эксплуатации редуктора, принимают  =1; коэффициент безопасности (стр.33 ).
       Для косозубых колес расчетное допускаемое  контактное напряжение по формуле 

       
    ; 

       для шестерни  МПа; 

       для колеса  МПа.
       Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение 

       
     МПа.
       
       Требуемое условие  выполнено.
       Коэффициент , несмотря на симметричное расположение колес, относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес, значение (табл. 3.1 ).
       Принимаем для косозубых колес коэффициент  ширины венца по межосевому расстоянию (ГОСТ 2185-66). 

       Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяется по формуле (3.7)
       
     мм,
       где для косозубых колес  , а передаточное число нашего редуктора .
       Ближайшее значение по ГОСТ 2185-66 мм
       Нормальный  модуль зацепления принимаем по следующей  рекомендации:
       
     мм;
       принимаем по ГОСТ 9563-60 мм. 

       Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:
       

       Принимаем z1=23; тогда z2= z1  

       Уточненное  значение угла наклона зубьев
       
     

       
    .
       Основные  размеры шестерни и колеса:
       диаметры  делительные:
       
    мм;
       
     мм.
       Проверка:
       
     мм;
       диаметры  вершин зубьев:
       
     мм;
       
     мм
       ширина  колеса
       
     мм 
       ширина  шестерни
       

       Определяем  коэффициент ширины шестерни по диаметру:
       
    . 

       Окружная  скорость колес и степень точности передачи:
       
     м/c.
       При такой скорости для косозубых  колес следует принять 8-ю степень  точности (ГОСТ 1643-81).
       Коэффициент нагрузки . Значения коэффициентов берем из таблиц (3.5; 3.4; 3.6 )
       При , твердости и не симметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи . При м/с и 8-й степени точности .При м/с для косозубых колес . Таким образом .
       Проверка  контактных напряжений (формула 3.6 ):
       
     МПа<
    .
       Силы, действующие в зацепление (формулы 8.3, 8.4 ):
       окружная  Н;
       радиальная  Н;
       осевая  Н
       Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба по формуле (3.25 ):
       

       Здесь коэффициент нагрузки (стр.42 ). При , твердости и не симметричном расположении зубчатых колес относительно опор выбираем по таблице 3.7 ; (табл. 3.8 ).
       

        - коэффициент,  учитывающий форму зуба и зависящий  от эквивалентного числа зубьев  :
       у шестерни ;
       у колеса        .
         и  (ГОСТ 21354-75).
       Допускаемое напряжение по формуле (3.24 ):
       

       Для стали 45 улучшенной при твердости  НВ (табл. 3.9 ).
       Для шестерни МПа; для колеса МПа. - коэффициент безопасности, где , (для поковок и штамповок) (табл. 3.9, стр. 42-43 ). Следовательно, .
       Допускаемые напряжения:
       для шестерни: МПа;
       для колеса: МПа.
       Находим отношения :
       для шестерни: МПа;
       для колеса: МПа.
       Дальнейший  расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение  меньше.
       Определяем  коэффициенты и (см. гл. III, пояснения к формуле (3.25) ):
       
    ;
       
    ;
       для средних значений коэффициента торцового  перекрытия =1,5 и 8-й степени точности =0,92.
       Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
       
    ;
       
    МПа<
    =206МПа.
       Условие прочности выполнено. 

       IV. Предварительный расчет валов редуктора. 

       Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. 

       Ведущий вал:
       диаметр выходного конца при допускаемом  напряжении МПа по формуле 8.16 :
       
    мм.
       Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и . Некоторые муфты, например УВП могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента.
         У подобранного электродвигателя  диаметр вала 42мм (табл. П.2 ). Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под =42мм и =35мм. Примем под подшипниками =40мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
       

       Рис. 3. Конструкция ведущего вала. 
     

       Ведомый вал:
       Учитывая  влияние изгиба вала от натяжения  цепи, принимаем  МПа
       Диаметр выходного конца вала
       
    мм.
       Принимаем значение из стандартного ряда =60мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем =65мм, под зубчатым колесом =70мм.
       Диаметры  остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора. 

       

       Рис. 4.Конструкция ведомого вала. 

       V. Конструктивные размеры шестерни и колеса. 

       Шестерню  выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше: =71,42мм; =77; =105мм.
       Колесо  кованое: =428,57мм; =435мм; =100мм.
       Диаметр ступицы мм; длина ступицы мм, принимаем мм.
       Толщина обода  мм, принимаем мм.
       Толщина диска  мм. 

       VI. Конструктивные размеры корпуса редуктора. 

       Толщина стенок корпуса и крышки: мм, принимаем мм; мм, принимаем мм.
       Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
       верхнего  пояса корпуса и пояса крышки
        мм; мм;
       нижнего пояса корпуса
        мм; принимаем  мм.
       Диаметр болтов: фундаментных
        мм; принимаем  болты с резьбой М20;
       крепящих  крышку к корпусу у подшипников
        мм;
         принимаем болты с резьбой  М16.
       соединяющих крышку с корпусом мм; принимаем болты с резьбой М12. 

       VII. Расчет цепной передачи. 

       Выбираем  приводную роликовую однорядную цепь.
       Вращающий момент на ведущей звездочке
        .
       Передаточное  число было принято ранее
       
       Число зубьев: ведущей звездочки
        ;
       ведомой звездочки
       
       Принимаем
         и  .
       Тогда фактическое  .
       Отклонение
        , что допустимо.
       Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII, пояснения к формуле (7.38) ):
       
    ,
       где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); учитывает влияние межосевого расстояния ( при ); - учитывает влияние угла наклона линии центров ( , если этот угол не превышает 600; в нашем случае ); при периодическом регулировании натяжения цепи; при непрерывной смазке; учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе =1.
       Для определения шага цепи (формула 7.38 ) необходимо знать допускаемое давление в шарнирах цепи. Табличное значение допускаемого давления задано в зависимости от частоты вращения звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения об/мин. Среднее значение допускаемого давления при об/мин =25МПа (табл.7.18 ).
       Шаг однорядной цепи (m=1)
       
    мм. 
     
     

       Подбираем цепь ПР-31,75-88,50 по ГОСТ 13568-75 (табл.7.15 ), имеющую следующие характеристики: 

      t – шаг цепи, мм
      Q – разрушающая нагрузка, кН
      q – масса 1м цепи, кг/м
      Aоп – проекция опорной поверхности шарнира, мм2
      38,1
      127,0
      5.5
      394
 
       Скорость  цепи
       
    м/с. 

       Окружная  сила: Н. 

       Давление  в шарнире проверяем по формуле  (формула 7.39 );
       
    МПа.
       Уточняем  по таблице 7.18 допускаемое давление МПа. Условие выполнено.
       В этой формуле 22 МПа – табличное значение допускаемого давления при  об/мин и мм.
       Определяем  число звеньев по формуле (7.36 ):
       
    ,
       где (рекомендуемое оптимальное значение межосевого расстояния в цепной передаче); ;
       Тогда .
       Округляем до четного числа  .
       Уточняем  межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37 )
       
    мм.
       Для свободного провисания цепи предусматриваем  возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на мм. 

       Определяем  диаметры делительных окружностей  звездочек (формула 7.34 )
       
    мм; 

       
    мм.
       Определяем  диаметры наружных окружностей звездочек (формула 7.35 )
       
    ;
       где мм - диаметр ролика цепи (табл. 7.15 ), z – число зубьев: ведущей и ведомой звездочек. 

       
    мм; 

       
    мм; 
     

       Силы, действующие на цепь:
       окружная  : Н – определена выше;
       от  центробежных сил  Н; где q=5.5 кг/м – масса 1м цепи (табл. 7.15 ),;
       от  провисания Н, где при угле наклона передачи 450 .
       Расчетная нагрузка на валы
       
    Н.
       Проверяем коэффициент запаса прочности цепи (формула 7.40 )
       

       Это больше, чем нормативный коэффициент  запаса ; следовательно, условие выполнено. 

       Размеры ведущей звездочки:
       ступица звездочки  мм; длина ступицы мм; принимаем мм;
       толщина диска звездочки  мм, где - расстояние между пластинками внутреннего звена.
       Аналогично  определяют размеры ведомой звездочки. 

       VIII. Первый этап компоновки редуктора.
       Компоновку  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.
       Предварительно  намечаем подшипники легкой серии. По методике указанной на стр. 302-303 вычерчиваем предварительную компоновку редуктора. Измерением устанавливаем мм, мм, мм.
        
Условное d D B Грузоподъемность, кН
обозначение       С Со
подшипника Размеры    
308 40 90 23 41.0 22,4
313 65 140 33 92,3 56,0
 
       Наружный диаметр подшипника D=62мм оказался больше диаметра окружности вершин зубьев da1=77. 

       IX. Проверка долговечности подшипника. 

       Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем Н; Н; Н; из первого этапа компоновки мм.
       Реакции опор: в плоскости xz
       
    Н;
       в плоскости  yz
       
    Н; 

       
    Н.
       Проверка: .
       Суммарные реакции
       
    Н; 

       
    Н 

       Подбираем подшипник по более нагруженной  опоре 1.
       Намечаем  радиальные шариковые подшипники 307:
       d=35мм; D=80мм; В=21мм; r=2,5; С=33,2кН; С0=18,0кН.
       Эквивалентная нагрузка:
       
    ,
       где радиальная нагрузка Н; осевая нагрузка Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров ; (температурный коэффициент при рабочей температуре подшипника до 1250С).
       Отношение ; этой величине соответствует (табл. 9.18 ).
       Отношение > ; X=0,56 и Y=1,88.
       
    Н.
       Расчетная долговечность, млн. об (формула 9.1 ).
       
    млн. об.
       Расчетная долговечность, ч
       
    ч.
       По  отношению аргумента до 36 тыс. чесов  ГОСТ 16162-85. 
     
     

        

       Рис. 5. Расчетная схема  ведущего вала.
       Ведомый вал
       несет такие же нагрузки, как и ведущий: Н; Н; Н.
       Нагрузка  на вал от цепной передачи Н.
       Составляющие  этой нагрузки Н.
       Из  первого этапа компоновки мм и мм.
       Реакции опор:
       в плоскости  xz
       
    Н 

       
    Н 

       Проверка: ;
       в плоскости  yz
       
    Н
       
    Н
       Проверка: . 

       Суммарные реакции
       
    Н; 

       
    Н. 

       Выбираем  подшипники по более нагруженной  опоре 4.
       Шариковые радиальные подшипники 308 средней серии:
       d=65мм; D=140мм; В=33мм; r=3,5; С=92,3кН; С0=56,0кН.
       Отношение ; этой величине соответствует .
       Отношение < ; X=1 и Y=0.
       
    Н.
       (Примем  , учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.) 
     

       Расчетная долговечность, млн. об.
       
    млн. об.
       Расчетная долговечность, ч
       
    ч.
       здесь n=243,5 об/мин – частота вращения ведомого вала.
       
     

       Рис.6 . Расчетная схема  ведомого вала. 

       Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс ч, а подшипники ведомого вала 313 имеют ресурс ч. 

       Х. Проверка прочности  шпоночных соединений. 

       Размеры сечений шпонок и пазов и длины  шпонок – по ГОСТ 23360-78(табл. 8.9
    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.