Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.
Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.
Результат поиска
Наименование:
курсовая работа Редуктор прямозубый цилиндрический
Информация:
Тип работы: курсовая работа.
Добавлен: 13.10.2012.
Год: 2012.
Страниц: 12.
Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%
Описание (план):
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий
из зубчатых или червячных передач,
выполненный в виде отдельного агрегата
и служащий для передачи мощности от двигателя
к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение
угловой скорости и повышение
вращающего момента ведомого вала по
сравнению с валом ведущим.
Нам в нашей работе необходимо спроектировать
редуктор для ленточного конвейера,
а также рассчитать ременную передачу,
двигатель. Редуктор состоит из литого
чугунного корпуса, в котором помещены
элементы передачи - шестерня, колесо,
подшипники, вал и пр.
Входной вал посредством плоскоременной
передачи соединяется с двигателем,
выходной - с конвейером.
Выполнение курсового проекта
по деталям машин - первая самостоятельная
творческая работа по решению комплексной
инженерной задачи. Знания и опыт, приобретённые
учащимися при выполнении этого проекта,
являются базовой для выполнения курсовых
по специальным дисциплинам и дипломному
проектированию.
Вместе с тем работа над курсовым
проектом по деталям машин подготавливает
учащихся к решению более сложных задач
общетехнического характера, с которыми
будущий техник встретится в своей практической
деятельности по окончанию учебного заведения.
Выбор
сорта масла
От правильности выбора смазочных
материалов, способов смазывания и
видов уплотнений в значительной
степени зависит работоспособность
и долговечность механизмов. В
качестве смазочных материалов редукторных
передач и подшипников используют
жидкие нефтяные и синтетические
масла, а также пластичные мази.
Выбор смазочных масел
для редукторных и других передач
промышленного оборудования производится
главным образом по кинематической вязкости,
измеряемой в сантистоксах - сСт (1сСт =
1мм?/с).
Для повышения стойкости
зубьев против заедания желательно применять
масла высокой вязкости. Вязкость масла
выбирают в зависимости от окружной
скорости, нагрузки и материала зубьев.
Чем больше нагрузка и меньше скорость,
тем выше должна быть вязкость масла. Ориентировочно
необходимая вязкость смазочного материала
может быть подобрана по эмпирической
формуле: -рекомендуемая кинематическая
вязкость смазки при температуре
50° и заданной средней окружной
скорости -рекомендуемая вязкость при v=1 м/с =120…130 мм2/с;
Марку масла с необходимой
вязкостью в зависимости от окружной
скорости зубчатых передач выбирают по
табл. 10.8
Зная требуемую вязкость, принимают
марку масла по табл. 10.10
выбираем индустриальное масло И-100А (ГОСТ
20799-75)
Для смазки подшипников
применяют «Литол – 24»
Для слива масла предусматривается
сливное отверстие, закрываемое
пробкой.
Предварительный
расчёт валов
Производят по деформации кручения
по пониженным напряжениям
Ведущий
вал
Принимаем
Выбираем
диаметр вала:
Шестерня
выполнена заодно с валом.
Учитываем
влияние изгиба вала от натяжения
ремня.
Ведомый
вал
Принимаем
Выбираем
диаметр вала:
Кинематический
расчет
N3=4.5 кВт – мощность на ведомом
валу
n3=120 об/мин – число оборотов ведомого
вала
Выбираем двигатель АИР 132S6 1000 об/мин,
5,5 кВт, S – 2,2
Для симметричного расположения
колес относительно опор КH?
=1,15. Принимаем коэффициент ширины для
прямозубых колес ?ba = 0,25
Принимаем ближайшее значение
ГОСТ 2185 – 66 >aw=250
мм
Нормальный
модуль зацепления: mn = (0,01?0,02) • 250 = 2,5?5 берем 4 мм ГОСТ 9563 – 66
Определяем число зубьев шестерни:
Основные
диаметры шестерни и колеса, диаметры
делительные:
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
Ширина колеса:
Ширина шестерни:
Определяем коэффициент ширины
шестерни по диаметру:
Окружная скорость и степень
точности:
Коэффициент нагрузки:
коэффициент, учитывающий
расположение колёс относительно
опор
Проверим контактное напряжение:
Силы действующие в зацеплении:
Окружная:
Радиальная:
проверка зубьев на выносливость:
Предел выносливости при эквивалентном
числе циклов:
для
шестерни:
для колеса:
Допускаемые напряжения:
Расчет плоскоременной передачи
Частота
вращения ведущего вала (шкива): n1=978
об/мин
Вращающий момент
на ведущем валу: Т1=53,7 Н•м
Диаметр
ведущего шкива ?выбираем стандартный диаметр (ГОСТ
– 17383 – 70) – 250 мм
?=0,01
для передач с регулируемым натяжением
ремня
Диаметр
ведомого шкива:
выбираем
стандартный диаметр (ГОСТ – 17383 – 70)
– 500 мм
Межосевое
расстояние шкивов: a = 2 • (d1+d2) = 2 • (250+500)=1500 мм
Угол обхвата малого шкива:
Длина ремня:
Выбираем
ремень Б – 800: число прокладок z – 4; толщина
прокладки ?0 – 1,5 мм; наиболее допускаемая
нагрузка на одну прокладку ?0 –
3 Н/мм;
?
= ?0 • z = 1,5 • 4 = 6 мм ? проверяем выполнение условия ?
? 0,025 • d1 = 0,025 • 250 = ? ? 6,25 мм – условие выполнено.
Коэффициент
угла обхвата: С? = 1- 0,003 • (1800 – ?1) = 1 – 0,003 • (180 – 170) = 0,97
Коэффициент,
учитывающий влияния скорости ремня:
Ср = 1,0 коэффициент режима
работы
С? = 1 коэффициент учитывающий
угол наклона линии центров передачи при
наклоне до 600
Допускается
рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки,
Н/мм:
принимаем ремень
b = 50 мм (ГОСТ 6982 – 75)
Натяжение ветвей,
Н:
Еn = 50…80 МПа для хлопчатобумажных
ремней
Напряжение
от центробежной силы, ? = 1100…1200 МПа
Максимальное
напряжение, МПа:
Условие ?max?5МПа выполнено (для хлопчатобумажных
ремней)
Проверка
долговечности ремня:
Сi – коэффициент
учитывающий влияние передаточного отношения
Сn
= 1 при постоянной нагрузке
Рекомендуемое
время работы (Н0) не менее 2000 ч.
Расчет
основных размеров
зубчатого колеса
Диаметр ступицы:
Длина ступицы:
Толщина обода:
Толщина диска:
Центр окружности:
Расчет шкива
Ведомый шкив
Ширина шкива плоскоременной
передачи:
B=(1,1….1,5)•b=(1,1 .1,5)•50=58 мм
Толщина обода:
Диаметр ступицы шкива. Чугунная
ступица:
Длина ступицы:
берем стандартный 58 мм.
Ведущий шкив
B=58 мм
Толщина диска шкива:
Шпонки
Ведущий вал
Поперечное сечение шпонки:
b=10 мм
Высота шпонки: h=13 мм
Глубина паза вала:
Ведомый вал
Определение
долговечности
подшипника Ведущий
вал
Поделим вал
на участки
z = 0;
z = l1;
z = 0;
z = l1;
z = 0;
z = 0;
z = l3;
z = 0;
z = l3;
Ведомый вал
z = 0;
z = l1;
z = 0;
z = l1;
z = 0;
z = l2;
z = 0;
z = l2;
Ведущий вал
Суммарные
реакции:
Предварительно
подбираем подшипники по более нагруженной
опоре: радиальный однорядный шариковый
№210
Определяем
эквивалентную динамическую нагрузку.
При отсутствии осевой нагрузки x=1 y=0
V
= 1 при вращающимся внутреннем кольце
К?
– коэффициент безопасности, в данном
случае 1,4
Базовый
расчетный ресурс:
Скорректированный
ресурс:
Ресурс
в часах:
Ведомый
вал
Суммарные
реакции:
Предварительно
подбираем подшипники по более нагруженной
опоре: радиальный однорядный шариковый
№112
Определяем
эквивалентную динамическую нагрузку.
При отсутствии осевой нагрузки x=1 y=0
V
= 1 при вращающимся внутреннем кольце
К?
– коэффициент безопасности, в данном
случае 1,4
Базовый
расчетный ресурс:
Скорректированный
ресурс:
Ресурс
в часах:
Уточненный
расчет валов
Ведущий вал.
Сечение А-А
Диаметр заготовки
108 мм. Среднее значение ?в = 730
МПа.
Предел выносливости при
симметричном цикле изгиба ?-1?0,43·?в
= 0,43·730 = 314 МПа;
Предел выносливости при
симметричном цикле касательных
напряжений:
?-1 ? 0,58·?-1 =0,58·314
= 183 МПа;
Диаметр вала под посадку
шкива d=38 мм; глубина посадки шпонки
t=10 мм;
ширина шпонки b=10 мм;
Амплитуда и напряжение от
нулевого цикла:
Изгибающий момент в горизонтальной
плоскости:
Изгибающий момент в вертикальной
плоскости:
Суммарный изгибающий момент;
Амплитуда нормальных напряжений:
Коэффициенты запаса прочности:
Принимаем к?=1,6;
??=0,73; ??=0,1;
Результирующий коэффициент
запаса прочности:
Сечение В-В
Концентрация напряжений
обусловлено посадкой подшипника с
гарантированным натягом:
Для сталей имеющих ?в=600
– 700 МПа: ??=0,2
??=0,1
Изгибающий момент: М = Fb·l1=1100·65=71.5·103
H·мм
Осевой момент сопротивления:
Амплитуда нормальных напряжений:
Полярный момент сопротивления:
Wp = 2W = 2·12.3·103 = 24.6·103
мм3
Амплитуда и напряжение от
нулевого цикла:
Результирующий коэффициент:
Сечение С-С
Концентрация
напряжения обусловлено переходом
от
Коэффициенты концентрации
напряжения:
Масштабные факторы:
Внутренние силовые факторы
те же, что и для сечения В-В.
Осевой момент сопротивления:
Амплитуда нормальных напряжений:
Полярный момент сопротивления:
Wp = 2W = 2·16.3·103 =32,6·103
Амплитуда и напряжение от
нулевого цикла:
Результирующий коэффициент
запаса прочности:
Ведомый вал.
Сечение D-D.
Диаметр вала в этом сечении
65 мм. Концентрация напряжения обусловлено
наличием шпоночной канавки.
Сталь 45 улучшение ?в=690
МПа
Пределы выносливости:?-1?0,43·?в=0,43=0,43·690=297
МПа; ?-1 ? 0,58·?-1=0,58·297=172,3 МПа;
Изгибающий момент в горизонтальной
плоскости:
Изгибающий момент в вертикальной
плоскости:
Суммарный изгибающий момент;
Момент сопротивления
изгиба:
Амплитуда и среднее значение
напряжения цикла касательных напряжений:
Амплитуда нормальных напряжений:
Коэффициенты запаса прочности
по нормальным и касательным напряжениям:
Сечение F-F
Концентрация напряжений
обусловлено переходом от :
Осевой момент сопротивления:
Полярный момент сопротивления:
Wp = 2W = 2·21,2·103=42,4·103 мм3
Амплитуда и напряжение от
нулевого цикла:
Коэффициенты запаса прочности
по нормальным и касательным напряжениям:
Расчет корпуса
Толщина стенки
корпуса:
Толщина верхнего
пояса корпуса:
Толщина нижнего
пояса корпуса с наличием бобышки:
Толщина ребер
крышки:
Диаметр фундаментных
болтов:
Число фундаментных
болтов: zф = 4 при aw ? 250 мм
Диаметр
стяжных болтов у подшипников:
Соединяющие
основание корпуса с крышкой
корпуса
