Здесь можно найти образцы любых учебных материалов, т.е. получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ и 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 Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 21.05.2012. Сдан: 2011. Страниц: 14. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


 
Задание на проектирование. 
 

                        1). Электродвигатель.
                       I). Вал.
                       2). Ремённая передача.
                       II). Вал.
                       3). Муфта. 
                       4). Редуктор.
                       5). Муфта.
                       III). Вал.
                       6). Исполнительный  механизм 
                 
                 
                 
                 
                 

Исходные  данные: 

       Мощность   9 кВт
      Частота вращения 160 об/мин
      Режим работы тяжёлый
      Периодичность включения 30 %
      Срок службы 5 лет
      Коэффициент использования передачи:
          а). в течении суток 0,5
          б). в течении года 0,5
    7.   Реверсивность реверсивный
    8.   Тип  передачи ремённая,
          цилиндрическая
          прямозубая. 
     
     
     
     
     
     
     
     
     

    Содержание
Введение 2
  1. Кинематические  и энергетические параметры. 3 
1.1. Подбор электродвигателя. 3 
1.2. Общее передаточное  отношение и передаточное отношение  ступеней. 3 
1.3. Частоты вращения  валов. 3
1 4. Мощности, передаваемые  валами. 4
1.5. Крутящие моменты, передаваемые валами. 4
2. Расчет цилиндрической  зубчатой передачи. 7
2.1. Выбор материалов  и определение допускаемых напряжений. 7
2.2. Межосевое расстояние. 9
2.3. Модуль, суммарное  число зубьев, ширина зубчатого  колеса. 9
2.4. Фактическое  передаточное число. 10
2.5.Фактическая  окружная скорость. 10
2.6. Проверка зубьев  на выносливость по контактным  напряжениям. 11
2.7. Проверка зубьев  на выносливость по напряжениям  изгиба. 11
2.8. Основные геометрические  размеры зубчатых колес. 12
3.Расчет валов.  Подбор подшипников. 15 
3.1. Ориентировочный  расчет валов. 15
3.2. Эскизная компоновка  вала. 15
3.3. Расчетные схемы  валов. Эпюры изгибающих и сжимающих  моментов. 15
3.4. Расчет шпонок  на смятие. 16 
3.5. Проверка долговечности  выбранных подшипников. 16
3.6. Уточненный расчет вала. 17
4.Конструктивный  размер корпуса редуктора. 19
5. Конструирование  колеса. 20
6. Смазка. 20
7. Сборка редуктора. 21
8. Заключение. 21
9. Литература. 22
10. Спецификация.
 


        Введение.
      Привод - устройство, предназначенное для  приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве механических чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ременная, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.
      Проектируемый в данной работе привод включает ременную передачу и одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубой передачей. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    Кинематические  и энергетические параметры
 
    1.1. Подбор  электродвигателя. 

    Требуемая мощность электродвигателя:
     
     
     

где PI – мощность на первом валу;
      PIII – мощность на третьем валу;
      ?o – общий КПД привода. 

     Общий КПД привода: 
     

     
где ?р.п. – КПД ремённой передачи;
      ?з.п. – КПД зубчатой передачи;
      ?п. – КПД привода. 

      Общее передаточное отношение и передаточное отношение  ступеней.
     
     

где nI - частота вращения на первом валу;
  nIII – частота вращения на третьем валу (из исходных данных). 

 

где nc – синхронная частота вращения двигателя;
      S – коэффициент скольжения.
 
 

где uр.п. – передаточное отношение ремённой передачи;
      uз.п. – передаточное отношение зубчатой передачи. 

      Частоты вращения валов.
 

 

где nII – (из исходных данных). 

1.4. Мощности, передаваемые валами. 

 

 

где PIII - (из исходных данных). 

      Крутящие  моменты, передаваемые валами.
 
 

 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Исходные  данные и результаты расчёта клиноремённой  передачи

 
Крутящий  момент на ведущем шкиве е Н*м 96.8
Частота вращения ведущем шкиве в об/мин 973
Заданное  передаточное отношение 2
Требуемый срок службы ремня * ч 5000
Расчетный срок службы ремня в ч 6956
Тип нагрузки Переменная
Число смен работы передачи в течении суток 2
Длина ремня в мм 2000
Тип сечения ремня В
Площадь поперечного сечения ремня в кв. мм 138
Ширина  нейтрального слоя ремня в мм 14
Диаметр ведущего шкива в мм 200
Диаметр ведомого шкива в мм 400
Расчетное передаточное отношение 2.03
Межосевое расстояние ременной передачи в мм 519.1
Угол  охвата ведущего шкива в град 158
Скорость  ремня в м/с 10.2
Эквивалентное число циклов нагружения 1.834Е+08
Приведенное полезное напряжение в МПа 3.64
Допускаемое полезное напряжение в МПа 2.57
Число ремней 3
Полезная  окружная сила в кН 0.97
Сила  предварительного натяжения одного ремня в кН 0.36
Сила, действующая на валы передачи, в  кН 2.13
 


Электродвигатель                                                                                                       4A160S6
Мощность  электродвигателя в кВт 11
Диаметр вала электродвигателя в мм 42
Требуемая мощность в кВт 9.858
Расчет  выполняется по требуемой мощности привода  
Общий КПД привода 0.913
ПЕРЕДАТОЧНЫЕ  ЧИСЛА  
Ременной  передачи 2
Редуктора 3
Общее передаточное число привода 6
ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ВАЛОВ в об/мин  
Вала  электродвигателя 973
Ведущего  шкива 973
Быстроходного вала редуктора 486.5
Тихоходного вала редуктора 162.167
Вала  исполнительного механизма 162.167
КРУТЯЩИЕ  МОМЕНТЫ НА ВАЛАХ в Н*М  
Вал электродвигателя 96.756
Вал ведущего шкива 96.756
Быстроходный вал редуктора 185.772
Тихоходный  вал редуктора 535.191
Вал исполнительного механизма 535.191
Консольная  нагрузка от муфты на тихоходном валу в кН 2.897
РЕКОМЕНДУЕМЫЕ РАЗМЕРЫ ВАЛОВ РЕДУКТОРА в  мм  
Быстроходный  вал:  
Диаметр выходного конца 35
Длина выходного конца 56
Тихоходный  вал:  
Диаметр выходного конца 45
Длина выходного конца 92
Диаметр участка под зубчатое колесо 60
Расчёт  энергетических и кинематических параметров привода

    2. Расчёт  цилиндрической зубчатой передачи

 
2.1. Выбор  материалов и определение допускаемых напряжений. 

      В соответствии с рекомендациями выбираем для шестерни сталь 40Х, для колеса- сталь 45 (нормализация).
      Допускаемые контактные напряжения: 

 

где SHj – коэффициент безопасности;
      sH limbj – базовый предел контактной выносливости;
      KHLj – коэффициент долговечности. 

sH limb1 = 2HB1+70,
sH limb2 = 2HB2+70,
(для шестерни  j = 1, для колеса j = 2). 

Для определения  коэффициента долговечности, находим  число циклов нагружения: 

     
     

где LГ – срок службы;
      КГ – коэффициент использования в течении года;
      Кс - коэффициент использования в течении суток;
      ПВ  – относительная продолжительность включения. 

 

где tp – время работы;
      tПЗ – время паузы. 

Определяем базовые  числа циклов перемен напряжений: 

 

Находим эквивалентные  числа циклов переменных напряжений: 

 

где МН = 0,18 – коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи. 

Значение коэффициента долговечности КHL определяется по формуле:
 

где NHO – базовое число циклов перемен напряжений для контактных напряжений. 

Определяем sНР: 


Выбираем наименьшее из полученных значений sНР.

 
Допускаемые напряжения изгиба: 

 

где sF limbj – базовый предел изгибной выносливости;
      SFj – коэффициент безопасности;
      KFCj – коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки;
      KFLj – коэффициент долговечности.
      sF limbj = 1,8НВj. 

Значение коэффициента долговечности КFL определяется по формуле: 

 

где NFO – базовое число циклов перемен напряжений для изгибных напряжений;
      m = 6 при НВ ? 350;
      NFE – эквивалентные числа циклов переменных напряжений. 

 

где MF = 0,06 – коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи. 

2.2. Межосевое  расстояние. 


где с = 430 для косозубых и шевронных передач;
      Yba = 0,4 коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию. 

Крутящий момент на шестерне равен моменту на быстроходном валу редуктора, т.е.: 

 

      KH – коэффициент нагрузки: 

 

где KHb - коэффициент концентрации или равномерности нагрузки по длине контактной
       линии;
      КHV – динамический коэффициент;
      KHa – коэффициент распределения нагрузки между зубьями. 

      Предварительно  назначаем 8 степень точности передачи. Для 8 степени точности
KHV = 1,0…1,05, принимаем KHV =1,03.
      Коэффициент KHa может быть определён только тогда, когда определены размеры передачи,  KHa выбираем из интервала 1,05…1,15, KHa = 1,1. 

Для определения  коэффициента KHb находим коэффициент ybd по соотношению: 

 

номер схемы рассчитываемой передачи – IV
при HB ? 350, KHb = 1,1 

 

полученные значения межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 12289-76,
аw = 160мм. 
 

2.3. Модуль, суммарное число зубьев, ширина  зубчатого колеса. 

Ориентировочно  определяем величину модуля: 

 

по ГОСТ 9563-80, выбираем mn = 2мм. 

      Следует иметь в виду, что для силовых  передач модуль меньше 2мм рекомендуется не применять.
      Ширина  зубчатого колеса: 

 

полученное значение округляем до ближайшего из ряда Ra20 по ГОСТ 6636-69. 

2.4. Фактическое  передаточное число. 

      Число зубьев шестерни: 

 

где zS - суммарное число зубьев. 

      Число зубьев колеса: 

 

      Фактическое передаточное число: 

 

фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при u0 < 4,5 и на 4% при u0 > 4,5. 
 

2.5. Фактическая  окружная скорость. 

 

      Определяем  диаметры делительных окружностей  шестерни и колеса: 

                   
 

      Для проверки убедимся, что полу сумма  делительных диаметров шестерни и колеса равна межосевому расстоянию: 

 

определяем степень  точности передачи и оставляем восьмую. 
 

2.6. Проверка  зубьев на выносливость по  контактным напряжениям. 

 

где K = 8540.
      Коэффициент нагрузки: 

 

      коэффициенты  KHV и KHa уточняем, после определения размеров передачи и фактической окружной скорости, KHV = 1,01; KHa = 1,09. 

 

      Перегрузка  по контактному напряжению допускается  не более 5%. 
 

2.7. Проверка  зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. 

      Для шестерни: 
 

 

где g =1.
      Определяем  коэффициент нагрузки: 

 

где KFb - коэффициент концентрации нагрузки по изгибу;
      KFV – динамический коэффициент;
      KFa – коэффициент распределения нагрузки между зубьями. 

      Для определения коэффициента формы  зуба YF1 находим эквивалентное число зубьев: 

 
 

      Для колеса:
 

      Аналогично  определяем YF2: 

 
 

2.8. Основные  геометрические размеры зубчатых  колёс. 

      Диаметры  дополнительных окружностей шестерни и колеса: 

                   
 

      Диаметры  окружностей вершин зубьев: 

                     
 

      Диаметры  окружностей впадин зубьев: 

                 
 
 
 
 
 
 
 

Расчёт  цилиндрической зубчатой передачи исходные данные 

Тип зуба Прямой
Тип передачи Реверсивная
Крутящий  момент на шестерне в Н*м 185.8
Частота вращения шестерни в об/мин 486.5
Номинальное передаточное отношение 3.154
Срок  службы передачи в годах 5
Коэффициент использования передачи в течении  года 0.5
Коэффициент использования передачи в течении суток 0.5
Режим работы Тяжелый
Продолжительность включения в % 30
Материал  заготовки шестерни Сталь 40Х
Термообработка                                                    Закалка ТВЧ, твердость зуба - 45-50HRC
Материал  заготовки колеса Сталь 45
Термообработка                                                     Улучшение, твердость зуба - 235-262 НВ
РЕЗУЛЬТАТЫ  РАСЧЕТА ПЕРЕДАЧИ  ДОПУСКАЕМЫЕ  НАПРЯЖЕНИЯ
Продолжительность работы передачи в ч.                                                         3285
Суммарное число циклов нагружения зуба шестерни                          N1   9.589Е+07
Суммарное число циклов нагружения зуба колеса                               Nc2   3.040Е+07
Коэффициенты  эквивалентности для шестерни                                    Khe1=0.3, Kfe1=0.2
Коэффициенты  эквивалентности для колеса                                         Khe2=0.5, Kfe2=0.3
Эквивалентное число циклов нагружения зуба шестерни                     Ne1   4.794Е+07
Эквивалентное число циклов нагружения зуба колеса                          Nе2   1.520E+07
Базовое число циклов контактного нагружения шестерни                     Nно1   7.302Е+07
Базовое число циклов контактного нагружения колеса                          Nно2   1.682Е+07
Коэффициенты долговечности для шестерни                                        Khl1=1.073, Kfl1=1
Коэффициенты  долговечности для колеса                                             Khl2=1.017, Kfl2=1
Коэффициенты  безопасности для шестерни                                          Sh1=1.2, Sf1=1.9
Коэффициенты  безопасности для колеса                                               Sh2=1.1, Sf2=1.65
Базовый предел контактной выносливости для  шестерни в МПа                             1007.5
Базовый предел контактной выносливости для колеса в МПа 547
Базовый предел изгибной выносливости для шестерни в МПа 600
Базовый предел изгибной выносливости для колеса в МПа 435.5
Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПа 900.6
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа 524.2
Допускаемые контактные напряжения для передачи в МПа 524.2
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни в  МПа 237.2
Допускаемые напряжения изгиба для колеса в МПа 171.6
РАСЧЕТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ  
 
Расчетные контактные напряжения в МПа 485.6

Расчетные напряжения изгиба для шестерни в  МПа

181.4
Расчетные напряжения изгиба для колеса в МПа 157.4
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ  ПАРАМЕТРЫ ПЕРЕДАЧИ  
 
Межосевое расстояние в мм 180
Модуль  в мм 2.25
Число зубьев шестерни Z1  = 39,  колеса Z2 = 123  
 
Фактическое передаточное отношение 3.154
Угол  зацепления 18гр.56’44”
Коэффициент смещения шестерни                                                X1  = -0.951, колеса Х2 = 0
Коэффициент воспринимаемого смещения -1
Коэффициент уравнительного смещения 0.049
Делительное межосевое расстояние 182.25
Диаметры  делительной окружн. шестерни                            d1=87.75,  колеса d2=276.75
Диаметры  окружности вершин шестерни                              da187.751,  колеса da2=281.03
Диаметр «окружности впадин шестерни                                df1=77. 846, колеса df2=271.125
Ширина  венца шестерни в мм                                                 bw1= 60, колеса  bw2= 55
Коэффициент торцевого перекрытия 1.936
Окружная  скорость в зацеплении в м/с 2.24
УСИЛИЯ В ЗАЦЕПЛЕНИИ в кН  
 
Окружная  сила 4.234
Радиальная  сила 1.37
Осевая  сила 0
 
 
 
    Расчёт валов. Расчёт подшипников.
 
    3.1. Ориентировочный  расчёт валов. 


где Ti – крутящий момент;
      [t] – допускаемое напряжение на кручение. 

Полученный результат  округляем по Ra40 в большую сторону. 
 

      Эскизная  компоновка вала.
 
Тихоходный  вал
Участок вала Диаметр вала, (мм) Длина вала, (мм)
1 45 45
2 50 50
3 45 45
4 50 50
5 45 45
6 40 40
7 35 56
 
 
      Расчётные схемы валов. Эпюры изгибающих и  сжимающих моментов.
 
      Полные  усилия: 

 

где Ft – окружное усилие;
      Fr – радиальное усилие;
      Fa – осевое усилие. 

      Окружное  усилие и полное усилие на зубе ведущего колеса (шестерни) всегда направлены в сторону противоположную вращению, а на колесе по направлению вращения. Осевое усилие направлено параллельно оси колёс. Радиальное усилие зависит и от направления вращения и от линии наклона зуба. 
 

      Расчёт шпонок на смятие.
 
     

где Т – передаваемы вращающий момент;
      d – диаметр вала в месте установки шпонки;
      lp – рабочая длина шпонки;
      (h – t1) = A – площадь смятия. 
 

3.5. Проверка  долговечности выбранных подшипников. 

      Эквивалентная нагрузка на подшипник: 

 

где X – коэффициент радиального нагружения в опоре (1);
      V – коэффициент вращения (1);
      FrA – радиальная нагрузка в опоре;
      Y – коэффициент осевого нагружения (0);
      FaA – осевая нагрузка в опоре;
      KБ – коэффициент безопасности (1,1 ? 1,5);
      KT – температурный коэффициент (1,05). 

      Долговечность подшипника: 


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.