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.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

 

Повышение оригинальности

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









1
978
102,3
53,7
5,5
2
489
51,1
103,1
4,6
3
120
12,5
379,9
4,5






Расчет зубчатых колес редуктора
Сталь шестерни – 45, улучшение, НВ – 230
Сталь колеса – 45, улучшение, твердость НВ – 200
КHL = 1 коэффициент долговечности
SH = 1,1 коэффициент безопасности
Допускаемые контактные напряжения:
для шестерни:

для колеса:

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
r/кН
0/кН
50
90
20
2
35,1
19,8

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
r/кН
0/кН
60
95
18
2
29,6
19,8

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:

Изгибающий момент: М4=Ft·l1=2062·56=115·103 Н·мм;
Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления: Wp = 2W = 2·21,2·103=42,4·103 мм3
Амплитуда и напряжение от нулевого цикла:

k?=1,68
??=0,79
k?=1,23
??=0,68

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



и т.д.................


Скачать работу


Скачать работу с онлайн повышением оригинальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.