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 Курсовая работа по "Механика"

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 18.10.2012. Год: 2012. Страниц: 8. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего  профессионального образования  «Ивановский государственный энергетический университет имени В.И. Ленина»
Кафедра теоретической и прикладной механики 
 
 
 
 
 
 

Курсовой  проект по механике на тему
Привод  к шлаковому разгрузчику 
 
 
 
 
 

              Выполнил  студент группы 2-21хх
              Панфилов  С. Г.
              Научный руководитель
              Ноздрин М. А.
              к.т.н., доцент
Иваново 2010
Оглавление
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 3
II. Расчет зубчатых колес редуктора 4
Выбор материала и термообработки 4
Допускаемые контактные напряжения 4
Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния 4
Нормальный модуль зацепления 5
Основные размеры шестерни и колеса 5
Силы, действующие в зацеплении 6
Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость 6
Проверочный расчет на контактную статическую мощность при пиковой нагрузке 6
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба 7
Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке 8
III. Предварительный расчет валов редуктора 8
IV. Проверка долговечности подшипника 10
V. Проверка прочности шпоночных соединений 14
VI. Уточненный расчет валов 14
VII. Посадки зубчатого колеса и подшипников 18
VIII. Выбор сорта масла 19
IX. Сборка редуктора 20
Список литературы 21
 

      Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Требуемая мощность электродвигателя [2, с. 30] 

КПД [2, с. 30]
, [2, с. 30] 
 

Выберем электродвигатель 4А 180М6УЗ. Р=18.5 кВт, S=2.7 %, nc=1000 об/мин [2, с. 70] 

Угловая скорость
Передаточное отношение  привода [1, с. 7] 

Округляем до 3.55 [1, с. 36]
Уточненная скорость тихоходного (ведомого) вала 
 

Вращающие моменты:
На валу шестерни 

На валу колеса 

Вал N, кВт n, об/мин ?, с-1 Т, Нм
1 15.08 973 101.892 181.564
2 14.5 274.085 28.702 619.672
      Расчет  зубчатых колес редуктора

Выбор материала и термообработки

Шестерни – сталь 45; термическая обработка – улучшение, твердость НВ1 230; для колеса – сталь 45; термическая обработка – улучшение, твердость НВ2 200 [2, с. 32]

Допускаемые контактные напряжения [2, с. 32]

 
Срок службы привода  в часах 

Число циклов нагружений зубьев колеса 

Базовое число циклов для материала колеса (по табл. 3.2 [1]) 

Коэффициент долговечности: 

При длительной эксплуатации . Примем коэффициент безопасности
Расчетное контактное напряжение по формуле (3.10) [1]
Для шестерни 

Для колеса 
 

Условие выполняется [1, с. 35]

Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния

Поскольку расположение колес относительно опор симметричное, то абл. 3.1 [1])
Коэффициент ширины венца [1, с. 35] 

Межосевое расстояние формуле (3.7) [1] 

Для косозубых колес Ka=43.
Межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 округляем до 180

Нормальный  модуль зацепления [2, с. 33]

 
Выравниваем по ГОСТ 9563-60* до 2,75 мм
Примем предварительно угол наклона зубьев ?=10?, определим число зубьев шестерни и колеса ((3.12), (3.13) [1])
Суммарное:  
 

Уточненное значение угла наклона зубьев
,

Основные  размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные ((3.17), с. 37 [1]) 
 

Проверка  

Диаметры вершин зубьев  
 

Ширина колеса:
Ширина шестерни:
Коэффициент ширины шестерни по диаметру 

Окружная скорость колес и степень точности передачи 

Силы, действующие в  зацеплении [2, с. 34]

Окружная сила 

Радиальная сила 

Осевая сила 

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость [2, с. 34]

Коэффициент нагрузки 

, (табл. 3.4 [1]), (табл. 3.6 [1])
Проверка контактных напряжений по формуле (3.6) [1] 

Проверочный расчет на контактную статическую мощность при пиковой нагрузке [2, с. 35]

Расчетные контактные напряжения 

Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой нагрузки для стальных колес  с улучшением 

Для стали 45 и диаметра заготовки свыше 120 мм (табл. 3.3, [1]) 

Условие прочности  выполняется

Проверка  зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По формуле (3.25) [1, с. 42] 

Коэффициент нагрузки [1, с. 42]
По табл. 3.7 [1] , по табл. 3.8 [1]
[1, с. 39]
[2, с. 35]
Эквивалентное число  зубьев
- у шестерни 
- у колеса 
, [1, с. 42]
Допускаемое напряжение по формуле (3.24) [1] 

По табл. 3.9 для  стали 45 улучшенной при  предел выносливости при изгибе  

Для шестерни , для колеса
- коэффициент  безопасности. (табл. 3.9 [1]), (для поковок и штамповок).
Допускаемые напряжения
- для шестерни 
- для колеса  
 

Дальнейший расчет ведем для колеса, так как отношение меньше [2, с. 36]
Коэффициент [2, с. 36]: 

Проверяем прочность  зуба по формуле (3.25) [1] 
 

Условие прочности  выполнено

Проверочный расчет на изгибную статическую прочность  при пиковой нагрузке [2, с. 36]

Расчетные изгибные напряжения 

Допускаемые изгибные напряжения при действии пиковой  нагрузки для стальных колес с  улучшением: 
 

Условие прочности  выполнено
      Предварительный расчет валов редуктора
 
Диаметр ведущего вала 
 
 

Принимаем  

Диаметр ведомого вала 

 Принимаем  
 
 
 

Принимаем  

Принимаем 

Основные элементы корпуса (табл. 10.2 [1])
Толщина стенки корпуса: . Принимаем
Толщина крышки: . принимаем
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса 
Толщина нижнего  пояса (фланца) крышки корпуса 
Толщина нижнего  пояса корпуса 
Диаметр фундаментных болтов . Берем болты М20
Диаметр болтов у подшипников . Берем болты М16
Диаметр болтов, соединяющих  основание корпуса с крышкой 
. Берем болты  М12
      Проверка  долговечности подшипника [1, c. 304]
Ведущий вал
Из 1-й компоновки l1 = 72 мм
Реакции опор:
В плоскости xz:
В плоскости yz:  

Проверка 
Суммарные реакции: 
 

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем  радиальные шариковые подшипники 310 (табл. П3, [1]): d = 50 мм, D = 110 мм, С = 65.8 кН, С0 = 36 кН
Эквивалентная нагрузка 

, (вращается внутреннее кольцо), (табл. 9.19 [1]), (табл. 9.20 [1])
, этой величине  соответствует e=0.22 (табл. 9,18)
, X=0.56, Y=1.99 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Здесь n = 973 об/мин – частота вращения ведущего вала
Возьмем подшипники легкой серии 210 (табл. П3, [1]): d = 50 мм, D = 90 мм, С = 35.1 кН, С= 19.8 кН
, этой величине  соответствует e=0.22 (табл. 9,18)
, X=0.56, Y=1.99 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Здесь n = 973 об/мин – частота вращения ведущего вала
Т. к. долговечность  подшипников меньше долговечности  редуктора, мы не можем их брать.
Ведомый вал
Из 1-й компоновки l2 = 73 мм
Реакции опор:
В плоскости xz 

Проверка:
В плоскости yz 
 

Проверка:
Суммарные реакции 
 

 Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Намечаем  радиальные шариковые подшипники 312 (табл. П3, [1]): d = 60 мм, D = 130 мм, С = 81,9 кН, С0 = 48 кН
, этой величине  соответствует e=0.19 (табл. 9,18)
, X=0.56, Y=2.3 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Здесь n = 274 об/мин – частота вращения ведомого вала
Возьмем подшипники легкой серии 212 (табл. П3, [1]): d = 60 мм, D = 110 мм, С = 52 кН, С= 31 кН
, этой величине  соответствует e=0.22 (табл. 9,18)
, X=0.56, Y=1.99 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Т. к. долговечность  подшипников меньше долговечности  редуктора, мы не можем их брать.
Здесь n = 973 об/мин – частота вращения ведущего вала
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников  может превышать 31500 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 310 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс . Выбранные подшипники оптимальны
 



 


      Проверка  прочности шпоночных  соединений
Шпонки  призматические со скругленными концами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение  смятия и условие прочности по формуле (8.22) [1] 

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [, при чугунной
Ведущий вал: , , , ,  

Ведомый вал: , , , ,  

Условие выполнено
      Уточненный  расчет валов [1, с. 311]
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему) будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов
Ведущий вал
Материал вала –  сталь  45, термическая обработка  - улучшение
(табл. 3.3 [1])
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба 

Предел выносливости при симметричном цикле касательных  напряжений 

Сечение А – А. Коэффициент запаса прочности 

Где амплитуда и  среднее напряжение отнулевого цикла 

При d = 42 мм; b = 12 мм; t1 = 5 мм по табл. 8.5 [1] 
 
 

Принимаем k? = 1.68 (см. табл. 8.5 [1]), ?? = 0.73 (см. табл. 8.8 [1]), ?? = 0.1 (см. с. 166 [1]). 

ГОСТ 16162 – 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов  на быстроходном валу должна быть при
Приняв у  ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

Где ,
Принимаем k? = 1.8 (см. табл. 8.5 [1]), ?? = 0.82 (см. табл. 8.8 [1]), ?? = 0.2 (см. с. 163 [1]).
Получаем 
Результирующий  коэффициент запаса прочности 

Такой большой  коэффициент запаса прочности объясняется  тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом  электродвигателя.
По той  же причине проверять прочность  в других сечениях нет необходимости. 

Ведомый вал
Материал вала –  сталь  45, термическая обработка - улучшение
(табл. 3.3 [1])
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба 

Предел выносливости при симметричном цикле касательных  напряжений 

Сечение Б – Б. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.5 [1]: , . Масштабные факторы[1, табл.8.8]: , Коэффициенты , [1, стр.163, 166]
Крутящий момент
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости  
 

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости 

суммарный изгибающий момент в сечении Б - Б 

Момент сопротивления  кручению (при d = 65 мм, b=16 мм, t1 = 6 мм) 

Момент сопротивления  изгибу 

 амплитуда и  среднее напряжение цикла касательных напряжений 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба
; среднее напряжение  

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям 

Результирующий коэффициент  запаса прочности 

Сечение В – В. Коэффициент запаса прочности 

Где амплитуда и  среднее напряжение отнулевого цикла 

При d = 52 мм; b = 16 мм; t1 = 6 мм по табл. 8.5 [1] 
 
 

Принимаем k? = 1.68 (см. табл. 8.5 [1]), ?? = 0.73 (см. табл. 8.8 [1]), ?? = 0.1 (см. с. 166 [1]). 

ГОСТ 16162 – 78 указывает  на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной  в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых  зубчатых редукторов  на быстроходном валу должна быть при
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под  муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

Где ,
Принимаем k? = 1.8 (см. табл. 8.5 [1]), ?? = 0.82 (см. табл. 8.8 [1]), ?? = 0.2 (см. с. 163 [1]).
Получаем 
Результирующий коэффициент  запаса прочности 
 

Сведем результаты проверки в таблицу
Сечение А – А Б – Б В – В
Коэффициент запаса s 10.652 8.62 4.704
Во всех сечения 
      Посадки зубчатого колеса и подшипников
    Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13, [1]. Посадка  зубчатого колеса на вал  по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонениями вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13, [1], тем самым составляя свою таблицу допусков и посадок:
Вид соединения и условное обозначение посадки Условное  обозначение полей допусков отв. и вала. отклонение, мкм Предельные  размеры, мм Зазор, мкм
Натяг, мкм
верхнее еs
ЕS
нижнее ei
EI
max min max min max min
Колесо - вал ?65  Отв. ?65H7 +30 0 65.030 65.000 - - -51 -2
 Вал ?65р6 +51 +32 65.051 65.032
Подшипник–вал ?60k6  Вал ?60k6 +21 +2 60.021 60.002 - - -21 -2
Подшипник –вал ?50k6  Вал ?50k6 +21 +2 50.021 50.002 - - -21 -2
Мазеуд. кольцо – вал ?50  Отв. ?50H7 +25 0 50.025 50.000 16 - -25 -
 Вал ?50m6 +25 +9 50.025 50.009
Мазеуд. кольцо – вал ?60  Отв.?60Н7 +30 0 60.030 60.000 19 - -30 -
 Вал  ?60m6 +30 +11 60.030 60.011
Выходной  конец ведущего  вола ?42h6  Вал ?42h6 0 -16 42.000 41.984 16 0 - -
Выходной  конец ведомого вола ?52h6  Вал ?52h6 0 -19 52.000 51.981 19 0 - -
Корпус  -подшипник ?110H7  Отв. ?110H7 +35 0 110.035 110.000 35 0 - -
Корпус  -подшипник ?130H7  Отв. ?130 H7 +40 0 130.040 130.000 40 0 - -
Крышка  подшипника – корпус ?110  Отв. ?110H7 +35 0 110.035 110.000 70 0 - -
 Вал ?110h7 0 -35 110.000 109.965
Крышка  подшипника – корпус ?130  Отв. ?130H7 +40 0 110.040 110.000 80 0 - -
 Вал ?130h7 0 -40 110.000 109.960
      Выбор сорта масла
Смазывание  зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в  масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0.25 • 14.5 = 3.625 дм3.
По [1, табл. 10.8] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ?H=521.678 МПа и скорости v=4,031 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 • 10-6 м2/с. По [1, табл. 10.10] принимаем масло индустриальное И – 30А (по ГОСТ 20799 – 75*).
Камеры подшипников  заполняем пластичным смазочным  материалом УТ-1 [1, табл. 9.14].
      Сборка  редуктора
Перед сборкой  внутреннюю полость корпуса редуктора  тщательно очищают и покрывают  маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертёжом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий  вал насаживают мазеудерживающие кольца шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С;
в ведомый  вал закладывают шпонку 18х11х70 и  напрессовывают зубчатое колесо до упора  в бурт вала; затем надевают распорную  втулку, мазеудерживающие кольца и  устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса  редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности  стыка крышки и корпуса спиртовым  лаком. Для центровки устанавливают  крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого  в подшипниковые камеры закладывают  пластичную смазку; ставят крышки подшипников  с комплектом прокладок для регулировки.
Перед постановкой  сквозных крышек в проточки закладывают  щелевые уплотнения. Проверяют проворачиванием  валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами..
Заливают  в корпус масло и закрывают  смотровое отверстие крышкой  с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию  на стенде по программе, устанавливаемой  техническими условиями. 

Список  литературы

      Курсовое проектирование деталей машин. С. А. Чернавский и др. М.: Машиностроение, 2005
    1. Н. Н. Солдатов. Курсовое проектирование деталей машин. Иваново: ИГЭУ, 2003

и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


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


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


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