Дипломная работа

от 20 дней
от 9999 рублей

Курсовая работа

от 10 дней
от 1999 рублей

Реферат

от 3 дней
от 699 рублей

Контрольная работа

от 3 дней
от 99 рублей
за задачу

Диссертация

Сроки и стоимость индивидуальные

Главная - Теоретическая механика - Курсовая работа

Курсовая работа Теоретическая механика . Курсовая

  • Тема: Курсовая работа
  • Автор: Юлия
  • Тип работы: Курсовая
  • Предмет: Теоретическая механика
  • Страниц: 23
  • Год сдачи: 2008
  • ВУЗ, город: КИТ
  • Цена(руб.): 1500 рублей

Заказать персональную работу

Выдержка

3 Расчет тихоходной зубчатой передачи

3.1 Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.
[3,стр.189]
Принимаем коэффициент
[3,стр.189]
Тогда

По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,9 коэффициент Кнβ=1,22

Модуль передачи
m=(0,10,2)aW = (0,10,2)149=1,492,98 мм
Принимаем m = 2 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Принимаем Ζ3 = 26, тогда
Ζ4 = Ζ3 u2 =123,5
Принимаем Ζ4 = 124
Действительное передаточное число

Окончательное межосевое расстояние

3.2 Размеры шестерни и колеса
d3= m z3= 2 26 = 52 мм
da3= d3+2m = 52+2 2= 56 мм
d4= m z4= 2 124 = 248 мм
da4= d4+2m = 248+2 2 = 252 мм
b4= Ψba αw = 0,315 150 = 47,25 мм
Принимаем b4 = 50 мм
b3 = b4 + 5мм = 50+5=55 мм
3.3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб
[3, стр.191]
Коэффициент формы зуба при Ζ3 = 26
УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]
Коэффициенты
Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]
Окружная скорость в передаче

При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты
КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]
КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]
При
коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]

пункт 2.4
Прочность передачи достаточна.

4 Предварительный расчет валов

4.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.

4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала

При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=30 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=35 мм
4.3 Диаметр под подшипники промежуточного вала

Принимаем d21=25 мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=30 мм
4.4 Диаметр выходного конца ведомого вала

Принимаем d3=22 мм, под подшипники d31=25 мм и под ступицу зубчатого колеса d3˝=34 мм
5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

5.1 Шестерня Ζ1 выполняется заодно целое с валом
5.2 Колесо Ζ2 выполняется из поковки.
Диаметр ступицы
dCT=1,6 d2˝=1,6 40 =64 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм
Длина ступицы
lCТ=1,2 d2˝=1,2 40 = 48 мм
Толщина обода
S0=(2,54)m=(2,54) 2=58
Принимаем S0=10
Толщина диска
C= 0,3b2= 0,3 30 = 9 мм
Принимаем С=10 мм
5.3 Колесо Ζ4 выполняется из поковки.
Диаметр ступицы
dCT=1,6 d3˝=1,6 мм 65 = 104 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 104 мм
Длина ступицы
lCТ=1,2 d3˝=1,2 65 = 75 мм
Толщина обода
S0=(2,54) m = (2,54)2 = 58
Принимаем S0= 10 мм
Толщина диска
C=0,3b4 = 0,3 50 = 15 мм
Принимаем С =15 мм.

6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
δ = 0,025αw+1 = 0,025 150 + 1 = 4,73 мм
Принимаем δ = 8 мм
Толщина фланца корпуса и крышки
b = 1,5δ = 1,58 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
p = 2,35δ = 2,35 8 = 18,8 мм
Принимаем р = 20 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03÷0,036)αw+ 12 = (0,03÷0,036) 142+12 =16,1 ÷ 17,3 мм
Принимаем d1=16 мм
Диаметры болтов крепления крышки с корпусом
d2=(0,05÷0,6)d1 = (0,5÷0,6) 16=8 ÷ 10 мм
Принимаем d2=10 мм

7 Проверка прочности шпоночных соединений.

7.1 Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок сталь 45 нормализованная.
Прочность соединений проверяется по формуле
[3,стр.107]
7.2 Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего вала при d1=22 мм выбираем шпонку с параметрами
b h l = 8 7 30; t = 4 мм

Применяем чугунную полумуфту
[3,стр.108]
7.3 Для крепления зубчатого колеса Z2 и шестерни Z3 при d2˝=40мм выбираем шпонку b h l = 12 8 40; t1 = 5 мм

Для стальной ступицы
[3,стр.108]
7.4 Для соединения зубчатого колеса Z4 при d3˝=30мм выбираем шпонку
b h l = 6 6 30; t1 = 5 мм

7.5 Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала при d3=22мм выбираем шпонку b h l = 6 6 30; t1 = 5 мм

7.6 Прочность шпоночных соединений достаточна

Содержание

Содержание

Введение
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2 Расчет быстроходной зубчатой передачи
3 Расчет тихоходной зубчатой передачи
4 Предварительный расчет валов
5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес
6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
7 Проверка прочности шпоночных соединений
8 Подбор подшипников и проверка их долговечности
9 Уточненный расчет валов
10 Выбор муфты
11 Смазка
12 Список использованных источников














Введение

Редуктор - механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.




























1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет


Рис. 1 Схема привода

1.1 КПД привода
η =η 12 η2 3 , где
η1 = 0,97 - кпд. закрытой цилиндрической передачи
η2 = 0,99 - кпд. пары подшипников качения [1, стр.61 табл.7]
η = 0,972 0,973 = 0,93
1.1 Мощность на валу исполнительного устройства
Ρ3 = Т ИМ = 0,014 8,4 = 0,12 кВт
Требуемая мощность электродвигателя

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А 132S2 мощностью
Рэ=0,5 кВт и nd =1455 об/мин
1.2 Передаточное число привода.

1.3 Передаточное число тихоходной передачи
[2 стр.3 табл.1.3]
Тогда для быстроходной передачи

Принимаем u1=9, тогда


1.5 Частоты вращения и угловые скорости валов.

n1 = nd =1455 об/мин





1.6 Крутящие моменты на валах

Т2 = Т1 u1 η1 η2 =0,86 9 0,99 0,97 = 7,4 Нм

Т3 = Т2 u2 η1 3 =7,4 10,8 0,993 = 77,5 Нм

2 Расчет быстроходной зубчатой передачи
2.1 Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал сталь 45; термообработка улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 4550.
2.2 Определим межцентровое расстояние из условия контактной прочности зубьев
[3,стр.189]
Принимаем коэффициент
[3,стр.189]
Тогда

По графику IV [3,стр.186 табл.12.18] находим при НВ>350 и Ψbd=1,6 коэффициент Кнβ=1,22
Допускаемые контактные напряжения
[3, стр.185]
При поверхностной закалке колес
δнlimb = 1,7 HRC+200 [3, стр.185 табл.12.4]
При
δнlimb = 1,7 47,5+200=1008 МПа
Коэффициенты
ΖR = 0,95; ΖV = 1; SН = 1,1 [3,стр.187]
При длительной работе и постоянной нагрузке коэффициент КНL= 1 [3, стр.188 рис.12.20]
Тогда:


Модуль передачи
m=(0,10,2) аW= (0,10,2)88=0,881,76 мм
Принимаем m = 2 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Принимаем Ζ1 = 18, тогда
Ζ2 = Ζ1 u1 = 18 9 =72
Принимаем Ζ2 = 72
Действительное передаточное число

Окончательное межосевое расстояние

2.3 Размеры шестерни и колеса
d1= m z1= 2 18 = 36 мм
da1= d1+2m = 36+2 2= 40 мм
d2= m z2= 2 72 = 144 мм
da2= d2+2m = 144+2 2 = 148 мм
b2= Ψba αw = 0,315 90 = 28,4 мм
Принимаем b2 = 30 мм
b1 = b2 + 5мм = 30+5=35 мм
2.4 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб
[3, стр.191]
Коэффициент формы зуба при Ζ1 = 18
УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]
Коэффициенты
Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]
Окружная скорость в передаче

При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициент
КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]
КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]
При коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]
Допускаемое напряжение изгиба
[3,стр.194]
Для закаленных колес
[лит.3,стр.195 табл.12.6]
Коэффициент динамичности при V=2,4м/с и 8-й степени точности
КFV = 1,06 [3,стр.195 табл.12.5]
При односторонней нагрузке
КFС = 1 [3,стр.194]
Коэффициент безопасности
SK=1,7 [3,стр.194]
При длительной работе и постоянной нагрузке
КFL=1 [3,стр.194]

Прочность передачи достаточна.


3 Расчет тихоходной зубчатой передачи

3.1 Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.
[3,стр.189]
Принимаем коэффициент
[3,стр.189]
Тогда

По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,9 коэффициент Кнβ=1,22

Модуль передачи
m=(0,10,2)aW = (0,10,2)149=1,492,98 мм
Принимаем m = 2 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Принимаем Ζ3 = 26, тогда
Ζ4 = Ζ3 u2 =123,5
Принимаем Ζ4 = 124
Действительное передаточное число

Окончательное межосевое расстояние

3.2 Размеры шестерни и колеса
d3= m z3= 2 26 = 52 мм
da3= d3+2m = 52+2 2= 56 мм
d4= m z4= 2 124 = 248 мм
da4= d4+2m = 248+2 2 = 252 мм
b4= Ψba αw = 0,315 150 = 47,25 мм
Принимаем b4 = 50 мм
b3 = b4 + 5мм = 50+5=55 мм
3.3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб
[3, стр.191]
Коэффициент формы зуба при Ζ3 = 26
УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]
Коэффициенты
Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]
Окружная скорость в передаче

При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты
КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]
КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]
При
коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]

пункт 2.4
Прочность передачи достаточна.

4 Предварительный расчет валов

4.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.

4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала

При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=30 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=35 мм
4.3 Диаметр под подшипники промежуточного вала

Принимаем d21=25 мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=30 мм
4.4 Диаметр выходного конца ведомого вала

Принимаем d3=22 мм, под подшипники d31=25 мм и под ступицу зубчатого колеса d3˝=34 мм

5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

5.1 Шестерня Ζ1 выполняется заодно целое с валом
5.2 Колесо Ζ2 выполняется из поковки.
Диаметр ступицы
dCT=1,6 d2˝=1,6 40 =64 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм
Длина ступицы
lCТ=1,2 d2˝=1,2 40 = 48 мм
Толщина обода
S0=(2,54)m=(2,54) 2=58
Принимаем S0=10
Толщина диска
C= 0,3b2= 0,3 30 = 9 мм
Принимаем С=10 мм
5.3 Колесо Ζ4 выполняется из поковки.
Диаметр ступицы
dCT=1,6 d3˝=1,6 мм 65 = 104 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 104 мм
Длина ступицы
lCТ=1,2 d3˝=1,2 65 = 75 мм
Толщина обода
S0=(2,54) m = (2,54)2 = 58
Принимаем S0= 10 мм
Толщина диска
C=0,3b4 = 0,3 50 = 15 мм
ринимаем С =15 мм.

6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
δ = 0,025αw+1 = 0,025 150 + 1 = 4,73 мм
Принимаем δ = 8 мм
Толщина фланца корпуса и крышки
b = 1,5δ = 1,58 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
p = 2,35δ = 2,35 8 = 18,8 мм
Принимаем р = 20 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03÷0,036)αw+ 12 = (0,03÷0,036) 142+12 =16,1 ÷ 17,3 мм
Принимаем d1=16 мм
Диаметры болтов крепления крышки с корпусом
d2=(0,05÷0,6)d1 = (0,5÷0,6) 16=8 ÷ 10 мм
Принимаем d2=10 мм

Литература

. С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» 1979г.
2. «Техническая механика» методическое указание 1982г.
3. П.Г. Гузенков «Детали машин» 1969г.

Форма заказа

Напрмер, Экономика

Похожие работы

Название Цена
Расчёт редуктора транспортёра энергоузла 1500
Рассчитать и сконструировать привод 1500
Динамика материальной точки 1500
Кинематический расчет плоского механизма 1500
Исследование и проектироваие Механизма двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания" 1500
Синтез структурной схемы управляемого привода 1500
комплексный анализ следящей системы заданной структуры и с заданными параметрами ее звеньев 1500
Автоматизация управления делопроизводством на предприятии 1500
Расчеты и проектирование силового винтового механизма (винт - гайка) 1500
Электропривод нагрузочного стенда для испытания двигателей внутреннего сгорания 1500

© 2010-2017, Все права защищены. Принимаем заказы по всей России.