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 одноступенчатого цилиндрического редуктора

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 28.11.2012. Сдан: 2012. Страниц: 35. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):



СОДЕРЖАНИЕ

 
1. Описание  конструкции проектируемого привода  ……….…………….…. 5
2. Выбор двигателя и его кинематический расчет…………...……...…….…. 6
3. Расчет  передач привода …………………………………………..………..…9
3.1 Расчет  зубчатой передачи ………………………………………..………....9
3.2 Расчет конической передачи ……….……………………………..……….14
4. Расчет  и построение эпюр ……………………………………..…………... 17
4.1 Силы  в зацеплении …………………………………………………..….….17
4.2 Быстроходный вал ……………………………………………………….….18
4.3 Тихоходный вал ………………………..…………………………………...20
5. Расчет валов на выносливость ………………………………………..…..…24
5.1 Проверка на усталостную прочность тихоходного вала……………….…25
5.2 Проверка на усталостную прочность быстроходного вала ……………....27
6. Проверка  подшипников качения на долговечность ………………..…..….29
6.1 Расчет долговечности подшипников 308 тихоходного вала …………....29
6.2 Расчет долговечности подшипников 73308А быстроходного вала …....30
7. Расчет  элементов корпуса редуктора …………………………………..…..32
8. Определение элементов зубчатых колес………… ……………………..…34
9. Подбор шпонок ………..……………………………………………….….....35
10. Описание порядка сборки редуктора привода ……..……….…………....36
11.  Список литературы …………………………………………….…………..37 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

  
      
      ЗАДАНИЕ 

      Рассчитать  и спроектировать привод ленточного транспортера. Нагрузка постоянная. 

      1. Кинематическая схема  
     
     

      
     
     
     

      P3=10 кВт
       90 об/мин 
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     

  
      
      1. НАЗНАЧЕНИЕ, ОПИСАНИЕ  РАБОТЫ И УСТРОЙСТВА  ПРИВОДА
  Редуктором  называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
  Назначение  редуктора - понижение угловой скорости и повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
  Редуктор  состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.
  Редуктор  проектируют либо для привода  определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы  монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.
  Спроектированный  в настоящем курсовом  проекте  редуктор соответствует условиям технического задания.
  Редуктор  может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства.
  В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.
  Корпус  редуктора выполнен разъемным, литым  из чугуна марки СЧ. Оси валов  редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.
  Валы  редуктора изготовляются из стали 45 и 55. Для опор валов используются радиально упорные подшипники.
  Смазка  зубчатых колес редуктора - картерная, т.е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора. Для смазывания подшипников внутрь их закладывается солидол.
  Герметично  закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.
  Для транспортировки редуктор отсоединяют  от электродвигателя, отсоединяя муфту, ременную передачу открепляют от фундамента (или рамы привода). Затем транспортируют в нужное место.
    Для контроля за уровнем масла в корпусе редуктора установлен маслоуказатель. В виду малого перепада уровней масла и возможности удобного просмотра поставлен круглый маслоуказатель.
  
      
              2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ  И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ 

      2.2 Определяем общий  КПД  привода: ( табл.1.1, стр. 5 [1] ) 

      а) КПД муфты  ;
      б) КПД закрытой цилиндрической передачи  ;
      в) КПД открытой конической передачи              ;
      г) КПД пары подшипников качения  .
      Таким образом, общий КПД привода будет: 

       , или 86% 

      Определяем  требуемую мощность электродвигателя : 

        кВт. 

               2.2 Выбор электродвигателя 

      Для заданного значения мощности принимаем  асинхронный  электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей : электродвигатель серии 4A160М6У3 для которого     Pдв=15 кВт, об/мин., S=2.6%.
       об/мин
      
        
     
     

Типо- размер
Габаритные  размеры, мм Установочные  и присоединительные размеры, мм
Масса, кг
L1 L2 H B d b l1 l2 l3 d1
160М 667 780 430 358 38 254 110 108 210 15 145

 
      Зубчатая передача с цилиндрическими прямозубыми колесами: 

      
    (стандартно)

      Коническая передача:                    
  
      
      Общее число 
      Условие выполнено. 

      2.4 Кинематический расчет  привода: 

               2.4.1 Определяем мощность 

       кВт;
       кВт;
        кВт. 

      2.4.2 Определяем частоту вращения  валов:

      Для первого  вала

      
     

      Для второго вала
      

      Для третьего вала
      

      2.4.3 Определяем угловые скорости  на валах привода 

       рад/с;
        рад/с;
       рад/с; 

      2.4.4 Определяем крутящие моменты  на валах привода 

       Нм;
       Нм; 

       Нм.
  
      
      Результаты  расчетов заносим в табл. 2.2.
                                                            
        Таблица 2.1.         Значения передаточных чисел
  
       =
       =
       =
      10,8
      4,0
      2,7

 
 
 
 
      Таблица 2.2.
      Значения  частот вращения, мощностей, крутящих моментов и угловых скоростей  на валах 

  
Вал Частота вращения n,
Мощность P, кВт
Крутящий моментT,  Нм Угловая      скорость,рад/с
I 974 11,63 110 102
II 243,5 11,109 440 25,5
III 90,0 10,28 1090 9,4

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  
      
      3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ  (ЗУБЧАТОЙ, РЕМЕННОЙ) 

      3.1 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ  ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
      3.1.1 Выбор материала  и термообработки  зубчатых колес
      В настоящее время основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, применяются колеса с твердостью материала не более 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.
      Для равномерного изнашивания зубьев и  лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначают больше твердости колеса НВ2.
      В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираем одинаковые. Для передачи, с прямыми зубьями выбираем сталь марки 40ХН, с улучшенной термообработкой, с твердостью: для колеса – НВ 250, для шестерни – НВ 295.
      Требуемая долговечность передачи в часах:
                  Lh = 365?24 kГkCh = 365?16?0,6?0,5?5 = 8760 ч,
      где  kГ = 0,6 – коэффициент годового использования;
             kС = 0,5 – коэффициент суточного использования;
             h = 5 лет – срок службы передачи  в годах.
      Суммарное число циклов перемены напряжений:
      
    .

      База  испытаний при твёрдости 250 НВ составляет > . При этом коэффициент долговечности КHL=1, [SH ] = 1,1 (коэффициент безопасности).
      Допускаемые контактные напряжения, МПа:
            
      где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
      для шестерни  - МПа;
      для колеса  - МПа; 
     
     
     
     

      3.1.2 Определение допускаемого  контактного напряжения  для шестерни и  колеса:
        МПа;
        МПа; 

      Для прямозубой передачи в качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем  меньшее  .
        
      
      Предел выносливости зубьев при изгибе:
        ;
       .
      Коэффициент безопасности SF =1,75. Принимаем коэффициент долговечности при твёрдости менее 350 НВ KFL = 1,5 и значение коэффициента, учитывающего влияние односторонней нагрузки (редуктор нереверсивный), KFc = 1.
      Тогда допускаемые напряжения при изгибе шестерни и колеса:
      
    ;

      
    .

      3.1.3 Расчет геометрических  параметров закрытой зубчатой передачи:
      Определяем  межосевое расстояние из условия  контактной выносливости по формуле:
      

      где   для прямозубых колес;      
             -    коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.
      Принимаем для колёс коэффициент ширины венца  .                          
                U =4 - передаточное число;
                Т2 =44 – вращающий момент на колесе, кН?м;
                   = 467 МПа – допускаемое контактное напряжение;  

                               
      Принимаем межосевого расстояния .
      Задаёмся  числом зубьев шестерни . Тогда число зубьев колеса .
  
      
      Принимаем нормальный модуль
                                          .          
      Принимаем   .  

      Основные  размеры шестерни и колеса:
      Делительный диаметр - мм,
       мм.
      Ширина - мм.
      Определяем  число зубьев шестерни и колеса:
        
               
      По  полученным значениям и уточняем передаточное число:
      
      Проверяем отклонение от заданного значения:
          ,что допустимо.
      Основные  параметры зубчатой передачи сводим в таблицу: 

 
Параметры
Расчетные формулы
 
Шестерня
 
Колесо
Делительный диаметр
мм
мм
Диаметр окружности вершин зубьев  
 
Диаметр окружности впадин зубьев  
 
Ширина  венца
 мм
 мм
Высота  зуба
мм
Высота  головки
мм
Высота  ножки зуба
мм

 
 
 
 
      3.1.4 Проверочный расчет  на контактную  прочность зубьев
    Коэффициент ширины шестерни        
    Окружная скорость зубчатых колес   
    Степень точности согласно табл.9.9 берем 8.
      Определим коэффициент нагрузки , где  
       (по табл. 9.11)
       - коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки между зубьями 
         -   для прямозубой передачи       (по табл. 9)
       -  коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении.
      
      
    Определяем  расчетное значение контактного  напряжения    и сравним его с допустимым:
      
    Мпа

       - недогрузка 5%.
      Условие прочности по контактным напряжениям выполняется. 

      3.1.5 Проверочный расчет  зубьев на усталость  при изгибе 
       ,
        где -  -  коэффициент, учитывающий форму зуба:
             -        для шестерни;
             -        для колеса.                       
      Определим отношение  . дальнейший расчет будем проводить для того зубчатого колеса, у которого это отношение окажется меньше:
      для шестерни      Мпа 

      для колеса         Мпа
      Расчет  производим по шестерне.
          -      коэффициент,  учитывающий наклон зуба:
       -  для прямозубых.
      
       - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
       -  для прямозубых.
       - коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки по ширине венца: 
         - табл. 9.11
            - табл. 9.13
        МПа.
      
      83<462,5   недогрузка 82 %
      Условие прочности выполняется 
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     

  
      
      3.2 Расчет конической  передачи 

      Для шестерни принимаем сталь 40Х  улучшенную, твёрдостью 230 НВ, а для колеса – сталь 40Х нормализованную, твёрдостью 210 НВ.
      Суммарное число циклов перемены напряжений:
      
    .

      База  испытаний при твёрдости 210 НВ составляет .  Для колеса > . При этом коэффициент долговечности КHL=1. [SH ] = 1,1 (коэффициент безопасности).
      Допускаемые контактные напряжения, МПа:
            
      где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
      для шестерни  - МПа;
      для колеса  - МПа;
      Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса:
        МПа;
        МПа.
      Для прямозубой передачи в качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее  .
      Коэффициент безопасности SF =1,8. Принимаем коэффициент долговечности при твёрдости менее 350 НВ KFL = 1,5 и значение коэффициента, учитывающего влияние односторонней нагрузки (редуктор нереверсивный), KFc = 1.
      Тогда допускаемые напряжения при изгибе шестерни и колеса:
      
    ;

      
    .

      Передаточное  число u = 2,7.
      Диаметр внешней делительной окружности шестерни: 
      
    ;

      принимаем d1е1= 150 мм.  

  
      
      Окружная  скорость при Кве = 0,285:
      
    м/с

      Коэффициент внутренней динамической нагрузки:  KHv = 1,15.
      Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки: KH? = 1,25 при ?bd = 0,166•(u2+1)1/2 = 0,6.
      Уточняем  предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:  

      Округляем
      
      Внешнее конусное расстояние:
       мм
      Ширина  зубчатого венца:
       мм
      Округление:
       мм
      Среднее конусное расстояние:
       мм
      Модуль  передачи:
      
      Число зубьев:
      
      
      Фактическое передаточное число:
      
      
      Углы  делительных конусов:
      
      
      Делительные диаметры колёс:
      
      Средние диаметры колёс:
        
     

      Внешние диаметры колёс, мм:
      
      Окружная  сила на среднем диаметре колеса:
      
      Коэффициент смещения  хе1 = -хе2
      Размеры заготовки колёс:
       ,     Dзаг ? Dпред
       ,   Sзаг ? Sпред
      Проверка  зубьев колёс по контактным напряжениям:
       МПа
  
      
      Основные параметры конической передачи сводим в таблицу:
   
 
Параметры
      Расчетные формулы
  
 
Шестерня
 
Колесо
Внешний делительный диаметр
мм
мм
Внешний окружной модуль  
 
Внешнее конусное расстояние  
мм
 
Ширина  зубчатого венца
мм
мм
мм
мм
Внешняя высота зуба
мм
Внешняя высота головки
мм
Внешняя высота ножки зуба
мм

 
 
 
 
 
 
  
      
      4. Расчет и построение  эпюр.
      4.1 Силы в зацеплении.
      Силы, действующие в зацеплении 
      окружная:  ;
                         
      радиальная, равная осевой :
    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.