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 Основы конструирования и проектирования

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 02.09.2012. Сдан: 2011. Страниц: 17. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


МИНИСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Южно-Российский государственный университет экономики  и сервиса
Волгодонский  институт сервиса
Кафедра технического сервиса 
 
 
 
 
 
 
 

ПРИВОД  ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ 

Пояснительная записка
к курсовой работе по дисциплине
«Основы конструирования и проектирования» 
 
 
 
 
 
 

          Студент:               Веприкова Ю. В.
                          гр. 3СИ1 (932) 
                   
                   

Руководитель  проекта:                   Кравченко П. Д. 
 
 
 
 
 
 

Волгодонск 
2004 

СОДЕРЖАНИЕ: 

ВВЕДЕНИЕ:

 
       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.
       Назначение  редуктора ? понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
       Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные  или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).
       Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах  обеспечивают планетарные и волновые редукторы. 

       Выполнение  курсовой работы способствует закреплению  и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Основы  функционирования систем сервиса».
       Работа  позволяет получить следующие навыки:
      применение на практике приемов расчета и конструирования;
      составления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;
      обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;
      работы со специальной технической литературой;
      анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

 
       Вариант представляет схему традиционной компоновки конвейеров для перемещения, например, рулонов ткани, подвесного конвейера для перемещения готового платья и т.д.
       Современная компоновка приводов бытовых приборов, машин и аппаратов основана на принципах компактности. Например, двигатель ручного электросверла встроен в корпус, привод компрессора холодильника встроен вместе с компрессором в полностью изолированный корпус. Широко распространены мотор-редукторы безмуфточного исполнения, одно- и двухступенчатые планетарные или волновые редукторы с большими передаточными отношениями. Такие приемы конструирования и компоновки привода применяются конструкторами-машиностроителями при проектировании специальных приводов.
       Вариант задания содержат наиболее распространенные узлы и элементы, расчет и компоновка которых позволяют развить начальные навыки проектирования. Согласно заданию необходимо освоить процесс расчета, конструирования, компоновки и сборки основного узла – промежуточного вала в сборе с шестернями, подшипниками, элементами регулирования; в таком узле сконцентрированы основные элементы зубчатых передач, наиболее распространенных в приводах объектов машиностроения, в частности, бытовых машин, приборов и аппаратов.
       Современная компоновка приводов бытовых приборов, машин и аппаратов основана на принципах компактности. Например, двигатель ручного электросверла встроен в корпус, привод компрессора холодильника встроен вместе с компрессором в полностью изолированный корпус. Широко распространены мотор-редукторы безмуфтового исполнения. 

Исходные  данные: 

       PВых = 12 кВт – мощность на выходном валу редуктора;
       nВых = 150 об/мин – частота вращения выходного вала;
       Lh = 10000 ч – время работы.

РАСЧЁТНАЯ ЧАСТЬ

I. Кинематические расчеты

     1.1. Кинематическая схема  привода

 
 

1. Электродвигатель (мотор)
2. Муфта  упругая
3. Вал  быстроходный
4. Вал-шестерня  быстроходной ступени
5. Корпус  редуктора
6. Подшипниковый  узел с глухой крышкой
7. Зубчатое  колесо быстроходной ступени
8. Вал-шестерня  тихоходной ступени
9. Вал-шестерня  промежуточный
10.Барабан приводной цепной передачи
11.Зубчатое колесо тихоходной ступени
12.Подшипниковый  узел со сквозной крышкой с  уплотнением 
13. Муфта упругая
14. Опора подшипниковая приводного барабана
15. Вал приводного барабана
16. Цепная передача  

       Проектируемый редуктор служит для передачи вращения и изменяющегося крутящего момента от электродвигателя к исполнительному механизму – приводному барабану цепной передачи. Проследим передачу момента. От электродвигателя 1 посредством муфты 2 крутящий момент передается на быстроходный вал 3, установленный в корпусе 5 на подшипниках 6. Быстроходный вал имеет зубчатый венец 4 (шестерня), которая зацепляется с зубчатым колесом 7, установленным посредством шпоночного соединения с промежуточным валом 9, установленным также на подшипниках качения. На промежуточном валу имеется также зубчатый венец 8 (промежуточный вал может быть выполнен в виде вал-шестерни), которое зацепляется с зубчатым колесом 11, установленным посредством шпоночного соединения на тихоходном валу 10, установленном также в корпусе редуктора на подшипниках качения. Выходной конец тихоходного вала 10 посредством шпоночного соединения и муфты 13 соединен с приводным валом 15 цепной передачи 16. Условно называют зубчатую передачу 4-7 быстроходной ступенью и зубчатую передачу 8-11 тихоходной ступенью редуктора.
       Итак, крутящий момент передается: с вала электродвигателя на быстроходную ступень 4-7, далее на промежуточном валу на участке 7-8 на тихоходную ступень 8-11, далее на муфту 13 и на вал приводного барабана 15.
       Число оборотов электродвигателя в данной системе максимально. Число оборотов промежуточного вала в раз меньше; число оборотов тихоходного вала в раз меньше. Момент на валу электродвигателя в данной системе минимальный, а на выходном валу – максимальный, с учетом небольших потерь в подшипниках, зубчатых передачах и муфтах. Можно сказать, что момент возрастает в раз.

       1. 2. Выбор электродвигателя

 
    Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения. 

       1. Общий КПД привода:
       
,

       по  таблице 1.1 находим значения КПД  отдельных звеньев кинематической цепи:
       
;
;
,

где: - КПД зубчатой передачи; - КПД муфты; - КПД опор приводного вала.
       Таким образом, . 

       2. Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

Следовательно, требуемая мощность электродвигателя:
       
кВт.

       По  таблице 24.9 выбираем стандартный электродвигатель АИР160S2 мощностью Pдв = 15 кВт с синхронной частотой вращения nдв = 2910 об/мин.

1. 3. Уточнение передаточных чисел привода

 
Передаточные  числа uБ быстроходной и uТ тихоходной ступеней двухступенчатого редуктора определяют по соотношениям:
 

Общее передаточное число привода находим по формуле:
;    
.

Тогда:
;    
.

       1. 4. Определение вращающих моментов на валах привода

 
Вращающий момент электродвигателя находим по формуле:
        ;     Н?м.
Частота вращения быстроходного вала:
        ;     об/мин.
Частота вращения промежуточного вала:
        ;     об/мин.
Частота вращения тихоходного вала:
        ;     об/мин.
Вращающий момент на быстроходном, промежуточном и  тихоходном валах редуктора определяются по формулам:
        ;     ;     .
Подставим имеющиеся значения в формулы:
Н? м;    
Н? м;    
Н? м.

II. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

       2. 1. Выбор твердости, термической обработки и материала колес

 
       Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и варианта термической обработки. По таблице 2.1 для шестерни и зубчатого колеса выбрана сталь марки 40Х. Термическая обработка зубчатого колеса – улучшение, твердость 235…262НВ, МПа; термическая обработка шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности 45…50 HRC, МПа. Твёрдость сердцевины зуба соответствует термообработке улучшение. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

       2. 2. Допускаемые контактные напряжения

 
       Допускаемые контактные напряжения для шестерни и зубчатого колеса определяют по формуле:
.

Предел контактной выносливости вычисляют по формуле:
     Для зубчатого колеса – ?Hlim = 2HBcp + 70; ?Hlim = 2 ? 250 + 70 = 570МПа.
     Для шестерни – ?Hlim = 17 ? HRCcp + 200; ?Hlim = 17 ? 47,5+200 = 1007,5 МПа. 

       Коэффициент запаса прочности для зубчатых колес  с однородной структурой материала SH = 1,1, для шестерни SH = 1,2, так как у нас зубчатое колесо с поверхностным уплотнением.
       Коэффициент долговечности:
       
, при условии 1?ZN?ZNmax.

    где  число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:
       
;

       
;    
.

       Ресурс  Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения , об/мин, и времени работы , час, находится по формуле:
       
,

       где – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.
       при расчете первой ступени редуктора:  ;
       при расчете второй ступени редуктора: .
       В соответствии с кривой усталости  напряжения не могут иметь значений меньших . Поэтому, поскольку в обоих случаях , принимаем . Следовательно, коэффициент . 

     Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем .
     Коэффициент Zv учитывает влияние окружной скорости v.
      Для зубчатого  колеса: Zv = 0,85? v0,1?1, при H?350HB.
      Для шестерни: Zv = 0,925? v0,05?1, при Н >350 НВ.
Окружную скорость v, м/с, вычисляют по формуле:
;

Предварительное значение межосевого расстояния , мм, найдем по формуле:
,

где К=8 – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев.
мм.

Тогда  .
Степень точности по ГОСТ 1643-81 – передачи пониженной точности.
       Коэффициент Zv = 1,0 для шестерни и для зубчатого колеса, ? это значение соответствует твердым передачам, работающим на малых окружных скоростях.
       
МПа;    
МПа.

       Поскольку допускаемые контактные напряжения для цилиндрических передач с прямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса , то МПа.

       2. 3. Допускаемые напряжения изгиба

 
       Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и  колеса определяют по общей зависимости, учитывая влияние на долговечность сопротивления усталости при изгибе, шероховатости поверхности выкружки и реверса, используя приведенную ниже формулу:
.

       Предел  выносливости при отнулевом цикле  вычисляют по следующей формуле:
       
;

       
МПа;
МПа.

       Коэффициент запаса прочности  ,
       Коэффициент долговечности:
       
, при условии 1?YN?YNmax.

       qШ=9, qЗК=6 

       Nk – вычисляют по контактным напряжениям, в соответствии с кривой усталости ?F не может быть меньше ?Flim.
       Для длительно работающих быстроходных передач принимают  , поэтому .
    Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимаем , поскольку это значение соответствует шлифованию и зубофрезерованию с параметром шероховатости мкм.
       Коэффициент , поскольку приложение нагрузки одностороннее (без реверса).
       
МПа;    
МПа.

       Поскольку допускаемые напряжения изгиба для цилиндрических передач с прямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых напряжений изгиба шестерни и колеса , то МПа.

2. 4. Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений

 
       Режим нагружения редуктора средний нормальный, т.е. работа большую часть времени со средними нагрузками.
       В расчетах на контактную выносливость переменность режима нагружений учитывают при определении коэффициента долговечности : вместо назначенного ресурса подставляют эквивалентное число циклов :
,

где – коэффициент эквивалентности (по табл. 2.4).
       при расчете первой ступени  редуктора:     ;
       при расчете второй ступени  редуктора:     .
Поскольку в обоих случаях  , то принимаем .
       В расчетах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности вместо подставляют эквивалентное число циклов :
,

       где – коэффициент эквивалентности (по табл. 2.4).
       

       

Поскольку , то принимаем . 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

III. Расчет цилиндрических зубчатых передач

    3. 1. Расчет зубчатой передачи первой ступени

3. 1. 1 Межосевое расстояние

 
Предварительное значение межосевого расстояния нашли  по формуле:
,

где К=8 – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости  зубьев.
мм;

       в соответствии с рядом стандартных  размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.
       Окружную  скорость v, м/с, вычислим по формуле:
;

.

Степень точности по ГОСТ 1643-81 назначена .
       Уточняем  значение межосевого расстояния по формуле:
,

       где МПа;
              – коэффициент ширины, принимают в зависимости от положения колес относительно опор.
              – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность, вычисляется по формуле:
.

       Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значение (по табл. 2.6).
       Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы и после приработки . Значение коэффициента принимают по табл. 2.7 в зависимости от коэффициента , схемы передачи и твердости зубьев.
;    
.

       Коэффициент определяют по формуле:
,

       где – коэффициент, учитывающий приработку зубьев:
(по табл. 2.8).

.

       Коэффициент определяют по формуле:
       
.

       Начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности:
       
;    
.

       
.

       Используя полученные значения, находим коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:
       
.

       
мм;

       в соответствии с рядом стандартных  размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

3. 1. 2 Предварительные основные размеры зубчатого колеса

 
       Делительный диаметр зубчатого колеса вычисляется  по формуле:
;    
мм.

       Ширина  зубчатого колеса вычисляется по формуле:
;    
мм;

       в соответствии с рядом стандартных  размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.
       Ширина  шестерни вычисляется по формуле:
;    
мм.

3. 1. 3 Модуль передачи

 
    Максимально допустимый модуль , мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
       
;    
мм.

Минимальное значение модуля ,мм, определяют из условия прочности:
,

       где ;
              – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба, вычисляется по формуле:
.

       Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значение принимают по табл. 2.9.
         – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, находят по формуле:
;    
.

         – коэффициент, учитывающий  влияние погрешностей изготовления  шестерни и колеса на распределение  нагрузки между зубьями. Определяют так же, как при расчетах на контактную прочность:
;    
.

       Используя полученные значения, находим коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба: .
мм.

       Из  ряда стандартных модулей принимаем  мм.

3. 1. 4 Суммарное число зубьев колес и угол наклона

 
Угол наклона  .
Суммарное число  зубьев:
;    
.

Число зубьев шестерни:
;    
.

Число зубьев зубчатого колеса:
;    
.

Фактическое передаточное число:
;    
.

Отклонение  фактического передаточного числа от заданного:
       
.

3. 1. 5 Диаметры колес

 
Делительный диаметр  шестерни:
;    
мм.

Делительный диаметр зубчатого колеса:
;    
мм.

Диаметр окружностей вершин зубьев колес:
,

где – коэффициент смещения, при принимает значение ;
              – коэффициент воспринимаемого смещения: ;
              – делительное межосевое расстояние: .
;    
.

;    
мм.

;    
мм.

Диаметр окружностей впадин зубьев колес:
.

;    
мм.

;    
мм.

3. 1. 6 Размеры заготовок

 
       Чтобы получить при термической обработке  принятые для расчёта механические характеристики материала колёс, требуется, чтобы размеры Dзаг, Cзаг, Sзаг не превышали предельно допустимых значений Dпр, Sпр (табл. 2.1) 

       Диаметр заготовок:
       
.

       
;    
мм.

       
;    
мм.

       Толщина заготовок:
       
.

       
;    
мм.

       
;    
мм.

Для выбранного материала зубчатого колеса (по табл. 2.1), что не удовлетворяет условию , поэтому для зубчатого колеса вместо стали марки 40Х выбираем сталь марки 40ХН, предельные размеры диаметра заготовок которой
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.