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 по заданной схеме

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 18.09.2012. Сдан: 2011. Страниц: 17. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):



Содержание 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


Введение

     Редуктором  называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема проектируемого  привода представлена на рисунке 1.
       
 
 
 
 
 
 

      
     Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода
     Привод  состоит из электродвигателя 1, упругой  муфты со звёздочкой 2, конического  редуктора 3, цепной передачи 4, и приводного вала 5.
     Редуктор  предназначен для понижения угловой скорости ведомого вала и повышения крутящего момента. Механизмы для повышения угловой скорости и уменьшения крутящего момента называются ускорителями или мультипликаторами.
     Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, червячные); относительное расположение валов редуктора  в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью). 


     Возможности получения больших передаточных чисел при сравнительно малых  габаритах передачи обеспечивают планетарные  и
 волновые  редукторы.
     Электродвигатель 1 служит источником механической энергии, создает крутящий момент на валах  привода, упругая муфта 2 соединяет вал электродвигателя с ведущим валом редуктора, цепная передача также понижает обороты и увеличивает крутящий момент на приводном валу.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


1. Кинематический и силовой расчет привода

     1.1 Из исходных данных к заданию имеем – крутящий момент на приводном валу привода;
– угловая скорость приводного вала привода.
     1.2 Мощность приводного вала

     1.3 По таблице 1.1 [2] принимаем коэффициенты полезного действия передач привода:
– кпд муфты;
– кпд зубчатой конической передачи с опорами;
– кпд цепной передачи;
– кпд одной пары подшипников.
Тогда общий кпд привода будет равен:

     1.4 Требуемая мощность электродвигателя

     1.5 Принимаем по таблице 24.9 [2] электродвигатель АИР 160S6ТУ16-525564-84, у которого , , тогда общее передаточное отношение привода
, по рекомендациям [3, стр. 7] и с учётом [3, стр. 29] принимаем для конического редуктора стандартное значение из первого ряда , тогда передаточное отношение цепной передачи
,что не превышает рекомендуемые значения по таблице 1.2 [3]. 
 


     1.6 Мощности, число оборотов, угловые скорости и крутящие моменты на валах привода
вал электродвигателя:
,    ;


ведущий вал редуктора:
,    ;

ведомый вал редуктора:
,  
;
приводной вал привода:

,   ,   . 
 
 
 
 
 
 
 
 


2. Расчет зубчатых колес редуктора

      2.1 Из предыдущих расчетов 
      2.2 Принимаем для шестерни и колеса по таблице 3.3 [3] сталь 40Х с термообработкой по таблице 3.2 [3] объёмная закалка для шестерни 42…46 HRC и для колеса – 38…42 HRC.
     2.3 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения рассчитываются по формуле
,

где коэффициент долговечности при длительной эксплуатации;
– коэффициент  запаса прочности;


     2.4 Коэффициент нагрузки при консольном  расположении шестерни по таблице 3.1 [3] принимается , коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию , тогда внешний делительный диаметр колеса рассчитывается по формуле:


принимаем  
 
 
 


       2.5 Принимаем число зубьев шестерни , тогда для колеса
, принимаем  , фактическое передаточное отношение
, отклонение равно

      2.6 Внешний окружной модуль
,

уточняем  значение

     2.7 Углы делительных конусов


     2.8 Внешнее конусное расстояние «Re» и длина зуба «в»

, принимаем b=30 мм.
     2.9 Внешний делительный диаметр шестерни

     2.10 Внешние делительные диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев


     2.11 Средний делительный диаметр шестерни

    2.12 Средний окружной модуль

   

2.13 Коэффициент  ширины шестерни по среднему  диаметру

      2.14 Средняя окружная скорость и  степень точности колес
      

при такой  скорости назначаем седьмую степень  точности изготовления колес.
      2.15 Для проверки контактных напряжений  определяем коэффициент нагрузки
      
      где – по таблице 3.5 [3],
       =1 – при V=2,76 м/с,    – по таблице 3.6 [3].
      2.16 Проверяем контактные напряжения
      

условие выполняется. Недогрузка составляет
       , расчет удовлетворителен.
      2.17 Силы, действующие в зацеплении
окружная  сила:
      

радиальная  сила для шестерни, равная осевой для  колеса:3
      
осевая  для шестерни, равная радиальной для  колеса:
      
      2.18 Проверяем зубья на выносливость по контактным напряжениям изгиба по формуле
      
,        (2.1)

      
где коэффициент  нагрузки , при этом по таблице 3.7 [3] имеем
, по таблице  3.8 [3] имеем , тогда подставив значения в формулу (2.1) получим:

Условие прочности соблюдается и по контактным напряжениям и по напряжениям  изгиба. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


3. Предварительный расчет валов редуктора

      3.1 Расчет валов редуктора выполняем  по пониженным допускаемым напряжениям на кручение. Из предыдущих расчетов имеем:
, , для ведущего вала редуктора диаметр выходного конца вала
      
,

где =25 МПа – допускаемое напряжение кручения вала, принимаем , под уплотнение , под подшипником , диаметр резьбы стяжной гайки принимаем М34х1,5.
      3.2 Для ведомого вала редуктора  по аналогии получим
      

принимаем , , что позволяет применить одинаковые подшипники для конического редуктора, – диаметр вала под коническим колесом.
      3.3 По результатам предварительного  расчета вычерчиваем  эскизную компоновку редуктора. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

     4.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
, принимаем 
     4.2 Толщина фланца корпуса и крышки редуктора

     4.3 Диаметры болтов
фундаментальных, для крепления корпуса редуктора  к раме:

принимаем болты с резьбой М16.
     4.4 Диаметры болтов крепящих крышку редуктора к корпусу у подшипников
 , принимаем .
    4.5 Диаметры болтов, соединяющих корпус и крышку редуктора
, принимаем болты с резьбой  М10, остальные размеры корпуса  и крышки редуктора назначаем  конструктивно. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


5. Расчет параметров цепной передачи

      5.1 Из предыдущих расчетов имеем:

      5.2 Число зубьев ведущей звездочки ориентировочное
, принимаем  , тогда , принимаем , тогда фактическое передаточное отношение
, отклонение 
, что допустимо.
      5.3 Расчетный коэффициент нагрузки
,
где – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
 – коэффициент учета влияния  межосевого расстояния;
 – коэффициент учета угла  наклона цепи к горизонту  ;
 – коэффициент регулирования  цепи при периодическом регулировании;
 – коэффициент сменности  при односменной работе  привода.
Принимаем по таблице 5.15 [3] допускаемое среднее давление [p]=23МПа, тогда шаг однорядной цепи будет равен

принимаем по таблице 5.12 [3] цепь приводную роликовую однорядную по ГОСТ 13568-75 типа ПР с шагом t=25,4мм; F=60 кH; m=2,6кг/м; A=179,7мм2 . 


      5.4 Скорость цепи


      5.5 Окружное усилие

     5.6 Проверяем давление в шарнире цепи

     5.7 Межосевое расстояние

     5.8 Усилие от провисания цепи при  и по таблице 5.12 [3]

     5.9 Сила давления на вал

     5.10 Основные размеры ведущей звездочки


     5.11 Диаметр и длина ступицы звездочки
;

.

При длине  выходного вала , принимаем =78мм и крепим её винтом и штифтом через шайбу.
     5.12 Вычерчиваем эскизную компоновку редуктора, определяем расстояния: . 


6. Проверка долговечности подшипников

     6.1 Ведущий вал редуктора представлен на рисунке 6.1.
 y  

          x

                                             


                         

                                                                  
         
 

                                                            154,7Нм
                                                                       Мy
                                                                      
                                                 45,14Нм
      Mx 

                                                        79,1 Нм 

                                                                                                            T
Рисунок 6.1 – Эпюры крутящих и изгибающих моментов 
 
 


         6.2 Из предыдущих расчетов имеем:
тогда реакции опор в плоскости xz:

,

проверка:
, реакции определены верно.
Изгибающий  момент

        6.3 В плоскости yz:

проверка:
, реакции определены верно.
Изгибающий  момент

        6.4 Суммарные реакции


        6.5 Осевые составляющие радиальных реакций конических роликоподшипников по формуле [3]:

,
где е=0,383 – параметр осевого нагружения для конического роликоподшипника №7208 по приложению П12 [3].
      6.6 В нашем случае , , тогда


     6.7 Рассмотрим левый подшипник, отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
     6.8 Эквивалентная нагрузка при принятых величинах
Х=0,4 –  по таблице 7.4 [3];
V=1 – вращается внутреннее кольцо подшипника;
У=1,565 –  по таблице 7.4 [3];
 – коэффициент безопасности;
 – температурный коэффициент .

    6.9 Расчетная долговечность подшипника, млн. об.

6.10 Расчетная  долговечность подшипника в часах 

     6.11 Рассмотрим правый подшипник ведущего вала редуктора
отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевую силу не учитывают, тогда

     6.12 Расчетная долговечность, млн. об.

 

     6.13 Расчетная долговечность, в часах
, найденная долговечность приемлема.
     6.14 Для ведомого вала редуктора из предыдущих расчетов:
,
Расчетная схема ведомого вала представлена на рисунке 6.2. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

 y  

     x 

  
                                                                                
 

        
 

                           
                                                                        
                                                   203                            146,6
                                                       

                                                                                       
                                                                                        146,4
       139 

    

                                                                                242
            
 

Рисунок 6.2 – Эпюры крутящих и изгибающих моментов

     6.15 Делительный диаметр колеса

     6.16 Реакции опор
В плоскости xz:
, тогда


, тогда

, проверка

, реакции опор определены  верно.
      6.17 В плоскости yz:
, тогда получим:

, тогда


Проверка:
, реакции определены верно.
     6.18 Суммарные реакции опор

    

6.19 Осевые нагрузки подшипников
, имеем

, тогда

  

    6.20 Рассмотрим левый подшипник
Отношение , поэтому осевые силы не учитываем, эквивалентная нагрузка
,

где , так как цепная передача усиливает неравномерность нагружения, так как в качестве опор применяются одинаковые подшипники № 7208, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника, для которого отношение
, поэтому учитываем осевые  силы, эквивалентная нагрузка

      6.21 Расчетная долговечность, млн. об.

     6.22 Расчетная долговечность, в часах
,

данная  долговечность приемлема.
    6.23 Изгибающие моменты в опасных сечениях

  

7. Проверка прочности шпоночных соединений

    7.1 Шпоночное соединение проверяем на смятие по формуле (7.1).
,   (7.1)

где – допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице, тоже самое при чугунной имеем:
;
d – диаметр вала;
t1 – глубина паза под шпонку;
b – ширина шпонки;
l – длина шпонки.
    7.2 Ведущий вал редуктора для посадки полумуфты имеет , по таблице 24.29 [2] имеем размеры шпонки b=10мм, h=8мм, t1=5мм принимаем стандартное значение длины шпонки l=50мм по таблице 24.29 [2]. Шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Итак, из предыдущих расчетов , по формуле 7.1 получим:

    7.3 Ведомый вал редуктора , тогда по таблице 24.29 [2] имеем размеры b=12мм; h=8мм; t1=5мм. Принимаем стандартную длину шпонки l=50мм, тогда по формуле 7.1 получим:

поэтому увеличиваем длину шпонки по стандартному ряду l=56мм, тогда

принимаем шпонку  
 


      7.4 Проверим на смятие шпонку в месте посадки конического колеса
. По таблице 24.29 [2] имеем b=14мм; h=9мм; t1=5,5мм при , принимаем длину шпонки , получим:
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


8. Уточнённый расчет валов

       8.1 С учетом того, что с целью применения стандартной муфты с перепадом диаметров от 25мм до 36мм, уточненный расчет для ведущего вала выполнять нет необходимости.
      8.2 Для ведомого вала редуктора проверим наиболее опасное сечение под серединой посадки колеса, где действуют максимальные изгибающие моменты и крутящий момент: , суммарный изгибающий момент будет равен

      8.3 Принимаем для изготовления вала сталь 45 нормализованную: по таблице 3.3 [3] предел выносливости будет равен

     8.4 Момент сопротивления сечения, при , по кручению

     8.5 Момент сопротивления изгибу

     8.6 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
 


      8.7 Амплитуда нормальных напряжений изгиба

      8.8 Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям

     8.9 Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям

где принято по таблицам   6.2–6.7 [3].
    8.10 Результирующий коэффициент запаса прочности

имеем – прочность вала обеспечена. 
 
 
 
 


9. Расчет муфты

     9.1 Из предыдущих расчетов
     9.2 Расчетный момент, передаваемый муфтой
,

где k=1,5 – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, принимается по таблице 9.3 [3]. По таблице 6.10 [1] при подходит муфта по ГОСТ 14084-76.
     9.3 Проверяем напряжение смятия для материала звездочки по формуле (9.1).
,

где D=105мм – наружный диаметр звездочки принимается по таблице 6.10 [1]
 – внутренний диаметр звездочки;
z=6 – число зубьев звездочки;
h=22мм – рабочая длина зуба звездочки, тогда по формуле (9.1) получим:
 
 
 


10. Конструирование рамы
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.