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 Курсовая работа по "Механика"

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 18.10.2012. Сдан: 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 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.