Дипломная работа

от 20 дней
от 9999 рублей

Заказать

Курсовая работа

от 10 дней
от 1999 рублей

Заказать

Реферат

от 3 дней
от 699 рублей

Заказать

Контрольная работа

от 3 дней
от 99 рублей
за задачу

Заказать

Диссертация

Сроки и стоимость индивидуальные

Заказать

Главная - Детали машин - Расчитать и спроэктировать одноступенчатый редуктор общего назначения.

Расчитать и спроэктировать одноступенчатый редуктор общего назначения. Детали машин. Курсовая

  • Тема: Расчитать и спроэктировать одноступенчатый редуктор общего назначения.
  • Автор: Юлия
  • Тип работы: Курсовая
  • Предмет: Детали машин
  • Страниц: 54
  • Год сдачи: 2008
  • ВУЗ, город: не казан
  • Цена(руб.): 1500 рублей

Заказать персональную работу

Выдержка

5 Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв  316 x Tкp x [tк]


5.1 Ведущий вал.

dв  316 x 18657,5383,142 x 25 = 15,606 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.
Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 38 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 25 мм.


5.2 2-й вал.

dв  316 x 56728,7053,142 x 25 = 22,609 мм.

Под 1-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 30 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35 мм.


5.3 Выходной вал.

dв  316 x 120002,9413,142 x 25 = 29,023 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 36 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 4-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 36 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Диаметры валов, мм
Валы Расчетный диаметр Диаметры валов по сечениям
1-е сечение 2-е сечение 3-е сечение 4-е сечение
Ведущий вал. 15,606 Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:

30 Под 2-м элементом (ведущим) диаметр вала:

38 Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:

30 Под свободным (присоединительным) концом вала:

25
2-й вал. 22,609 Под 1-м элементом (ведущим) диаметр вала:

30 Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала:

35 Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала:

40 Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала:

35
Выходной вал. 29,023 Под свободным (присоединительным) концом вала:

36 Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40 Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40 Под 4-м элементом (ведомым) диаметр вала:

36

Длины участков валов, мм
Валы Длины участков валов между
1-м и 2-м сечениями 2-м и 3-м сечениями 3-м и 4-м сечениями
Ведущий вал. 55 55 120
2-й вал. 75 55 55
Выходной вал. 120 80 80


6 Конструктивные размеры шестерен и колёс
6.1 Цилиндрическая шестерня 1-й передачи

Цилиндрическая шестерня 1-й передачи выполнена заодн с валом.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1 = 0,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.


6.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 40 = 60 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 40 = 32 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 40 мм.
Толщина обода: о = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1 + 0,05 x 1 = 4,2 мм = 4 мм.
где b2 = 40 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (о + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (4 + 0,5 x (60 - 40)) = 7 мм = 10 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x o = 148,5 - 2 x 4 = 140,5 мм = 140 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (140 + 60) = 100 мм = 101 мм
где Doбода = 140 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода - dступ.4 = 140 - 604 = 20 мм

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1 = 0,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.


6.3 Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 30 = 45 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) x dвала = 1,5 x 30 = 45 мм
Толщина обода: о = 1,5 x (De1 - dд1) = 1,5 x (172,626 - 164,093) = 12,8 мм = 13 мм.
где De1 = 172,626 мм - диаметр вершин зубьев; dд1 = 164,093 мм - делительный диаметр.
Диаметр проточки:
Dc = t x ctgpz1 - 1,3 x h = 19,05 x ctg3,14227 - 1,3 x 18,2 = 139,323 мм = 139 мм.
где t1 = 19,05 мм - шаг цепи; h = 18,2 мм - высота звена.
Толщина диска: С = (1,2...1,5) x o = 1,2 x 13 = 15,6 мм = 16 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Dc + dступ.) = 0,5 x (139 + 45) = 92 мм = 93 мм
где Dc = 139 мм - диаметр проточки.
Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода + dступ.4 = 139 + 454 = 23,5 мм = 23 мм.


6.4 Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 36 = 54 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) x dвала = 1,5 x 36 = 54 мм
Толщина обода: о = 1,5 x (De2 - dд2) = 1,5 x (385,277 - 376,117) = 13,74 мм = 14 мм.
где De2 = 385,277 мм - диаметр вершин зубьев; dд2 = 376,117 мм - делительный диаметр.
Диаметр проточки:
Dc = t x ctgpz2 - 1,3 x h = 19,05 x ctg3,14262 - 1,3 x 18,2 = 351,974 мм = 352 мм.
где t1 = 19,05 мм - шаг цепи; h = 18,2 мм - высота звена.
Толщина диска: С = (1,2...1,5) x o = 1,2 x 14 = 16,8 мм = 17 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Dc + dступ.) = 0,5 x (352 + 54) = 203 мм = 204 мм
где Dc = 352 мм - диаметр проточки.
Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода + dступ.4 = 352 + 544 = 74,5 мм = 74 мм.

7 Выбор муфты на входном валу привода
В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая кмпенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:

d(эл. двиг.) = 28 мм;
d(1-го вала) = 25 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 18,658 Нxм

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр x T = 1,5 x 18,658 = 27,986 Нxм
здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения муфты:

n = 945 об./мин.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 125-28-I.1-25-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

см. = 2 x 10 3 x Tрzc x Do x dп x lвт = 2 x 10 3 x 27,9864 x 78 x 14 x 28 = 0,458 МПа  [см] = 1,8МПа,

здесь zc=4 - число пальцев; Do=78 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:

и = 2 x 10 3 x Tр x (0,5 x lвт + с)zc x Do x 0,1 x dп 3 =
2 x 10 3 x 27,986 x (0,5 x 28 + 4)4 x 78 x 0,1 x 14 3 = 11,768 МПа  [и] = 80МПа,

здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.

Условие прочности выполняется.

Содержание

Содержание
1 Введение 3
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
3 Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи 7
3.1 Проектный расчёт 7
3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 11
3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 12
4 Расчёт 2-й цепной передачи 14
5 Предварительный расчёт валов 19
5.1 Ведущий вал. 19
5.2 2-й вал. 19
5.3 Выходной вал. 19
6 Конструктивные размеры шестерен и колёс 21
6.1 Цилиндрическая шестерня 1-й передачи 21
6.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи 21
6.3 Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи 21
6.4 Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи 21
7 Выбор муфты на входном валу привода 23
8 Проверка прочности шпоночных соединений 25
8.1 Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи 25
8.2 Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи 25
8.3 Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи 25
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 28
10 Расчёт реакций в опорах 29
10.1 1-й вал 29
10.2 2-й вал 29
10.3 3-й вал 30
11 Построение эпюр моментов валов 31
11.1 Расчёт моментов 1-го вала 31
11.2 Эпюры моментов 1-го вала 32
11.3 Расчёт моментов 2-го вала 33
11.4 Эпюры моментов 2-го вала 34
11.5 Расчёт моментов 3-го вала 35
11.6 Эпюры моментов 3-го вала 36
12 Проверка долговечности подшипников 37
12.1 1-й вал 37
12.2 2-й вал 37
12.3 3-й вал 38
13 Уточненный расчёт валов 41
13.1 Расчёт 1-го вала 41
13.2 Расчёт 2-го вала 42
13.3 Расчёт 3-го вала 45
14 Тепловой расчёт редуктора 47
15 Выбор сорта масла 48
16 Выбор посадок 49
17 Технология сборки редуктора 50
18 Заключение 51
19 Список использованной литературы 52

1 Введение
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени опредеделяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в бозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 1 = 0,975
- для открытой цепной передачи: 2 = 0,925

Общий КПД привода будет:

 = 1 x ... x n x подш. 3 x муфты
= 0,975 x 0,925 x 0,99 3 x 0,98 = 0,858

где подш. = 0,99 - КПД одного подшипника.
муфты = 0,98 - КПД муфты.

Угловая скорость на выходном валу будет:

вых. = p x nвых.30 = 3,142 x 13030 = 13,614 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = Pвых.h = 1,60,858 = 1,865 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 100L6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=2,2 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 945 об/мин, угловая скорость

двиг. = p x nдвиг.30 = 3,14 x 94530 = 98,96 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

U = wвход.wвых. = 98,9613,614 = 7,269

Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа:

U1 = 3,15
U2 = 2,31

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :

Вал 1-й n1 = nдвиг. = 945 об./мин. 1 = двиг. = 98,96 рад/c.
Вал 2-й n2 = n1U1 = 9453,15 = 300 об./мин.
2 = w1U1 = 98,963,15 = 31,416 рад/c.

Вал 3-й n3 = n2U2 = 3002,31 = 129,87 об./мин.
3 = w2U2 = 31,4162,31 = 13,6 рад/c.


Мощности на валах:

P1 = Pтреб. x подш. =
1,865 x 10 6 x 0,99 = 1846,35 Вт

P2 = P1 x 1 x подш. =
1846,35 x 0,975 x 0,99 = 1782,189 Вт

P3 = P2 x 2 x подш. =
1782,189 x 0,925 x 0,99 = 1632,04 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 = P1w1 = 1846,35 x 10 398,96 = 18657,538 Нxмм

T2 = P2w2 = 1782,189 x 10 331,416 = 56728,705 Нxмм

T3 = P3w3 = 1632,04 x 10 313,6 = 120002,941 Нxмм

Литература

Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.
3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.

Форма заказа

Заполните, пожалуйста, форму заказа, чтобы менеджер смог оценить вашу работу и сообщил вам цену и сроки. Все ваши контактные данные будут использованы только для связи с вами, и не будут переданы третьим лицам.

Тип работы *
Предмет *
Название *
Дата Сдачи *
Количество Листов*
уточните задание
Ваши Пожелания
Загрузить Файлы

загрузить еще одно дополнение
Страна
Город
Ваше имя *
Эл. Почта *
Телефон *
  

Название Тип Год сдачи Страниц Цена
Расчёт редуктора Курсовая 2008 69 1500
Подготовка к проектированию технологического процесса механической обработки детали Курсовая 2008 52 1500
Выбор электродвигателя и кинематический расчет Курсовая 2008 27 1500
Механический привод Курсовая 2008 40 1500
Выбор электродвигателя и кинематический расчет Курсовая 2008 35 1500
Основные технологические решения цеха обжига цементного завода. Курсовая 2008 28 1000
Технологическое оборудование, приспособления, режущий и мерительный инструмент Курсовая 2008 26 1500
Выбор электродвигателя и энергокинематический расчёт привода Курсовая 2008 29 1500
РЕДУКТОР ДВУХСТУПЕНЧАТЫЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ Курсовая 2008 36 1500
Расчет одноступенчатого редуктора Курсовая 2008 35 1500
курсовые, дипломные, контрольные на заказ скидки на курсовые, дипломные, контрольные на заказ

© 2010-2016, Все права защищены. Принимаем заказы по всей России.