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 цилиндрического редуктора

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 22.06.2012. Сдан: 2011. Страниц: 11. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Министерство  образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное  учреждение
высшего профессионального образования
«Самарский  государственный аэрокосмический  университет
имени академика  С.П. Королева
(национальный  исследовательский университет)» 

Инженерно-технологический  факультет 

Кафедра основ конструирования машин 
 
 
 
 
 

Расчетно-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому  проекту по дисциплине «Детали машин»
Проектирование двухступенчатого редуктора общего машиностроения 

Задание № ОКМ.001.003.000 
 
 
 
 
 
 

              Выполнил: =) 
              студент группы  =) 

              Руководитель  проекта: =) 
               
               
               
               
               
               
               
               
               

Самара 2011
 

Задание № 1. Вариант № 3
Спроектировать  цилиндрический редуктор
    Исходные  данные принимают согласно номеру задания  из сборника заданий кафедры ОКМ [1]. Кинематическая схема показана на рисунке 1.
Рассчитать  и спроектировать привод с двухступенчатым  зубчатым
редуктором 

 

Рисунок 1 - Кинематическая схема редуктора 

Привод работает спокойно без толчков и вибраций.
Исходные данные:
nвых = 150 мин-1 - частота вращения выходного вала редуктора;
Pвых = 2,5 кВт - мощность на выходном валу передачи;
th,ч = 30000ч
 

РЕФЕРАТ 

     Курсовой  проект.
     Пояснительная записка:   с., рисунка,   таблицы,   источников.
     Графическая документация: 
 
 

     Редуктор, подшипник, гайка, болт, вал, корпус,
зубчатое  колесо. 
 

      Разработана конструкция цилиндрического редуктора с прямыми зубьями для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя к рабочей машине. Выполнен кинематический и энергетический расчёт редуктора. Произведён подбор чисел зубьев зубчатых колёс, определены основные габариты передач, произведена проверка редуктора на контактную и изгибную прочность. Произведена оценка диаметров валов, рассчитаны силы в зацеплениях. Подобраны и рассчитаны на долговечность подшипники. 

 


содержание
введение                5
1 Кинематический и энергетический расчет редуктора   6
1.1 Исходные данные              6
1.2 Выбор электродвигателя             6
1.3 Разбиение общего передаточного отношения          6
1.4 Определение частот вращения валов редуктора         7
1.5 Определение мощностей  на входном валу редуктора        7
1.6 Определение крутящих  моментов на всех валах редуктора        7
2 РАСЧЕТ ПРОЧНОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК МАТЕРИАЛА         8
2.1 Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки                8
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений         8
2.3 Определение  допускаемых напряжений изгиба         9
3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ, СТУПЕНЬ ПЕРВАЯ              12
3.1 Определение основных параметров передачи из условия прочности                  12
3.2 Определение модуля и числа зубьев          12
3.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность       13
3.4 Проверочный  расчет передачи на усталость  по изгибу       14
3.5 Определение  геометрических размеров передачи  внешнего зацепления                 14
4 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ, СТУПЕНЬ ВТОРАЯ               16
4.1 Определение основных параметров передачи из условия прочности                  16
4.2 Определение модуля и числа зубьев          16
4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность       17
4.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу       18
4.5 Определение геометрических размеров передачи внешнего зацепления                 18
5 РАСЧЕТ  ВАЛОВ              19
6 РАСЧЕТ  ПОДШИПНИКОВ            20
 


    ВВЕДЕНИЕ.
    Технический уровень всех отраслей народного  хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация  производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
    В данном курсовом проекте осуществлен  расчёт и проектирование привода  общего назначения, состоящего из двигателя, ременной передачи и редуктора.
    Ременную  передачу широко применяют для передачи движения между удаленными друг от друга валами. Она осуществляется посредством шкивов, закрепленных на валах, и надетых на эти шкивы  одного плоского либо одного или нескольких клиновых ремней.
    Преимуществами являются возможность осуществлять передачу на значительные расстояния, эластичность привода, смягчающая колебания и нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок (за счет проскальзывания), плавность хода и бесшумность работы.
    К недостаткам относятся меньшая компактность, непостоянство передаточного отношения (из-за скольжения ремня на шкивах), большое давление на валы и подшипники, немного меньший коэффициент полезного действия.
    Редуктором  называют механизм, состоящий  из зубчатых или червячных передач, выполненный  в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя  к   валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
    Редуктор  состоит  из корпуса (литого чугунного  или сварного стального), в котором  помещают элементы передачи - зубчатого  колеса, валы, подшипники и т.д. В  отдельных случаях в корпусе  редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора  может быть помещен шестеренный  масляный насос) или  устройства  для  охлаждения (например, змеевик  с охлаждением водой в корпусе  червячного редуктора).
       Редукторы классифицируют  по  следующим  основным признакам: 
    а) по типу передачи (зубчатые, червячные  или зубчато-червячные);
    б) по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);
    в) по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические,
        коническо–цилиндрические  и   т.д.);
    г) по относительному расположению валов  редуктора в пространстве
       (горизонтальные, вертикальные);
    д) по особенностям кинематической схемы ( развернутая, соосная,
        с раздвоенной ступенью и т.д.)
 


    1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА  

    1.1 Исходные данные:
    Исходными данными для кинематического  и энергетического расчетов является кинематическая схема, а также мощность на выходе и частота вращения выходного вала  

    1.2 Выбор электродвигателя:
    Для приводов общемашиностроительного  назначения используются серийные асинхронные  электродвигатели, которые подбираются  по мощности и требуемой частоте вращения.
    Требуемая мощность двигателя определяется по формуле: 
 
 

    Коэффициент полезного действия привода определяется по формуле: 

    , 

где — КПД зубчатой цилиндрической передачи,
     
    Требуемая частота вращения электродвигателя определяется по формуле:  

      обин. 

    По вычисленным значениям и , выбираем двигатель: 4A112МB8У3. При этом выполняются условия:
      и  

    1.3 Разбиение общего передаточного отношения.
    Общее передаточное отношение привода  определяется по формуле: 
 
 

    Передаточное  отношение двухступенчатого редуктора  можно представить в виде: 

     , 

где: - передаточное отношение быстроходной ступени;
      — передаточное отношение тихоходной ступени. 

    1.4 Определение частот вращения валов редуктора.
    Для выполнения расчета целесообразно  все валы редуктора пронумеровать  римскими цифрами от входного до выходного.
    Тогда частота вращения вала I будет равна:  

      — при отсутствии ременной передачи; 

    Частоты вращения следующих валов будут  равны: 

    . 

    . 

    Следует сделать проверку: . Действительно150 = 150. 

    1.5 Определение мощностей на входном валу редуктора.
    В соответствии с ранее принятыми  обозначениями мощность на валу I будет  равна: 

    . 

    1.6 Определение крутящих моментов на всех валах редуктора.
    Момент  крутящий на валу I редуктора определяется по формуле:  

    . 

    Моменты крутящие на следующих валах определяются по формулам: 

    . 

    . 

 


    2 РАСЧЕТ ПРОЧНОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК МАТЕРИАЛА. 

    2.1 Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки
    Так как передача относится к общему машиностроению и не требует обеспечения особо высокой надежности, то для всех зубчатых колёс выбираем легированную сталь 40ХН с термической обработкой объемной закалкой, заготовка – штамповка. Механические свойства приведены в таблице 1.
                           Таблица 1 – Механические свойства стали
      Марка стали Вид термообработки Механические  характеристики
       
       
      Твёрдость зубьев
      Предел  прочности ?в, МПа
      Предел  текучести ?т, МПа
       
       
      на  поверх-ности
      в сердце-вине
       
       
      40ХН
      Об.закалка HRC 51 HRC35...40 1600 1400
 
    2.2 Определение допускаемых контактных  напряжений
    Допускаемые контактные напряжения для каждого  зубчатого колеса определяются по формуле:  

    , 

где   базовый предел контактной выносливости, МПа;
      — коэффициент безопасности по контактным напряжениям;
      — коэффициент долговечности.
    Для сталей с объемной закалкой, коэффициент безопасности
    Для стали 40ХН твёрдость поверхности  составит 48...54 HRC. Принимаем HRC = 51, HB=496.
    Базовый предел контактной выносливости поверхности  объёмных зубьев всех колёс: 
 
 

    Коэффициенты  долговечности при расчёте по контактным напряжениям определяются по формуле:  

    , 

где — базовое число циклов перемены контактных напряжений,
      — эквивалентное число циклов  перемены контактных напряжений. 

    ; 

    ; 

    ; 

    При большой длительности эксплуатации, когда, вводится ограничение . При кратковременной работе передачи значение коэффициента долговечности также ограничивается — (при поверхностном упрочнении материала).
    Имеем  

     = 88364388,9 

    Эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений определяется по формуле:  

    ; 

    ; 

    ; 

где  с — число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса;
    n — частота вращения зубчатого колеса, об/мин;
    th - долговечность, час.,
    Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны:  

    , 

    В качестве расчётных допускаемых  напряжений для каждой пары зубчатых колёс принимаем наименьшее значение из двух полученных:  

    . 

    2.3 Определение допускаемых напряжений  изгиба
    Допускаемое напряжение изгиба для каждого зубчатого  колеса определяются по формуле 

     , 

где  — базовый предел выносливости по изгибу, МПа;
      — коэффициент безопасности по  напряжениям изгиба;
      — - коэффициент долговечности;
      — коэффициент, учитывающий условия  нагружения зуба.
    Базовый предел выносливости по изгибу для  объёмных зубьев принимаем 
    Так как поломка зуба является катастрофическим видом разрушения, то запасы прочности по напряжениям изгиба принимаются достаточно большим -  .
    Базовое число циклов перемены напряжений будет  .
    Коэффициенты  долговечности при расчёте по напряжениям изгиба определяются по формуле:  

    , 

где — базовое число циклов перемены напряжений изгиба,
      — эквивалентное число циклов  перемены напряжений изгиба.
    При большой длительности эксплуатации, когда  вводится ограничение . При кратковременной работе передачи значение коэффициента долговечности также ограничивается — (для закалённых передач).
    Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба определяется по формуле: 

    , 

где    c — число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса;
      n — частота вращения зубчатого колеса, об/мин;
      th - долговечность, час.
    Рассчитаем  эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба для зубчатых колёс 1 и 2: 

    , 

    , 

    Коэффициенты  долговечности по напряжениям изгиба: 

    NFE1>NFO1=>KFL1=1
    NFE2>NFO2=>KFL2=1 

     В формулу для расчёта допускаемых  напряжений при изгибе вводится дополнительный коэффициент , учитывающий снижение прочности при знакопеременном режиме нагружения зуба (реверсивные передачи, сателлитные шестерни планетарных передач и т.п.). Значение коэффициента зависит от материала и характера изменения нагрузки зубчатого колеса. При работе зубьев двумя сторонами (рис. 2) (большее значение для НВ > 350). При работе зубьев одной стороной .
    Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны: 

    . 

 


    3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ, СТУПЕНЬ ПЕРВАЯ
    3.1 Определение основных параметров передачи из условия прочности
    Принимаем коэффициент нагрузки =1,3; коэффициент ширины зубчатого венца при симметричном расположении опор относительно колёс .
    Межосевое расстояние передачи определяется по формуле: 

    . 

    Принимаем .
    Определяем  рабочую ширину зубчатого венца 

      Округляем до . 

    3.2 Определение модуля и числа зубьев
    Коэффициент формы зуба принимаем.
    Модуль  зацепления определяем по формуле 

    мм. 

    Округляем по ГОСТ 9563 до большего целого ()
    .
    Определяем  число зубьев шестерни  

    . Принимаем . 

    Определяем  число зубьев зубчатого колеса  

    . Принимаем . 

    Определяем  фактическое передаточное отношение 

    . 

    Определяем  погрешность вычисления 

    .
    Погрешность находится в допустимых пределах. 

    3.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
    Определяем  делительные диаметры шестерни и  колеса: 

    ; 

    мм. 

    Рассчитаем  делительное межосевое расстояние 

      мм. 

    Найдем  окружную скорость по формуле: 

      м/с. 

    Коэффициент динамической нагрузки определим при         м/с, СТ = 7 и НВ > 350.
    Коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни определяется по формуле 

    . 

    Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки при и несимметричном расположении шестерни относительно опор.
    Определим коэффициент нагрузки 

    . 

    Условие прочности по контактным напряжениям 

    ; 

    ; 

      МПа. 

    Определим погрешность 

    ; 

    ; 

    . 

    Из  последнего уравнения видно, что  контактные напряжения в зубьях находятся  в допустимых пределах. 

    3.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу
    Условие прочности по напряжениям изгиба 

    ; 

    ; 

    Расчетное напряжение изгиба шестерни  

      МПа. 

    Коэффициент формы зуба колеса примем .
    Расчетное напряжение изгиба для зубчатого  колеса равно 

      МПа. 

    Сравним расчетные и допускаемые напряжения изгиба  

    ; 

      и  

    Напряжения  изгиба в зубьях находятся в допустимых пределах. Условие прочности выполняется. 

    3.5 Определение геометрических размеров передачи внешнего зацепления
    Делительное межосевое расстояние определяем по формуле: 

    . 

    Так как передача без смещения, то мм.
    Определяем  делительные диаметры и : 

      мм; 

      мм. 

    Определяем  начальные диаметры по формуле: 

      мм; 

      мм. 

    Диаметры  вершин зубьев определим по формуле:  

      мм; 

      мм; 

    Диаметры  впадин зубьев рассчитаем по формуле: 

      мм; 

      мм; 

 


    4 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ, СТУПЕНЬ ВТОРАЯ
    4.1 Определение основных параметров передачи из условия прочности
    Принимаем коэффициент нагрузки =1,4; коэффициент ширины зубчатого венца при симметричном расположении опор относительно колёс .
    Межосевое расстояние передачи определяется по формуле 

. 

    Принимаем .
    Определяем  рабочую ширину зубчатого венца 

     Округляем до . 
 

    4.2 Определение модуля и числа зубьев
    Коэффициент формы зуба принимаем.
    Модуль  зацепления определяем по формуле: 

    мм. 

    Округляем по ГОСТ 9563 до большего целого ()
    .
    Определяем  число зубьев шестерни  

    . Принимаем . 

    Определяем  число зубьев зубчатого колеса  

    . Принимаем . 

    Определяем  фактическое передаточное отношение 

    . 

    Определяем  погрешность вычисления 

    . 

    Погрешность находится в допустимых пределах. 

    4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
    Определяем  делительные диаметры шестерни и  колеса: 

    ; 

    мм. 

    Рассчитаем  делительное межосевое расстояние 

      мм. 

    Найдем  окружную скорость по формуле: 

      м/с. 

    Коэффициент динамической нагрузки определим при          м/с, СТ = 7 и НВ > 350.
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.