Розрахунок редуктора. Курсовая работа (т). Другое.
🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Розрахунок редуктора
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Нужна качественная работа без плагиата?
Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу Без плагиата!
1.
Вибір
електродвигуна і кінематичний розрахунок привода
3.
Попередній
розрахунок валів редуктора
4.
Конструктивні
розміри шестерні та колеса
5.
Конструктивні
розміри корпуса редуктора
8.
Перевірка
підшипника на довговічність
9.
Перевірка
міцності шпонкових з’єднань
11.Посадки деталей редуктора, шківа та підшипників
електродвигун привід редуктор підшипник
Редуктором називається механізм, який складається з зубчатих
передач, або черв’ячних передач, виконаний в вигляді окремого агрегату і
служить для передачі обертань від вала двигуна до вала робочої машини.
Призначення редуктора - пониження кутової швидкості і
відповідно підвищення обертального моменту відомого вала по порівнянню з
ведучим. Механізми для підвищення кутової швидкості, виконані в вигляді
окремого агрегату, називають прискорювачами або мультиплікаторами.
Редуктори класифікують по наступним основним признакам: типу
передачі (зубчаті, черв’ячні або зубчато-черв’ячні) число ступенів
(одноступінчатих, двоступінчатих і т.д.) типу зубчатих коліс (циліндричні,
конічні, конічно - циліндричні і т.д.), відносно розташуванню валів редуктора в
просторі (горизонтальні, вертикальні) особливостям кінематичної схеми
(розгорнута, соосна, з роздвоєною сходинкою).
Редуктор проектують, або для привода певної машини, або по
заданому навантаженні і моменту на вихідному валу) і передаточному числу без
вказівки конкретного призначення.
Другий випадок характерний для спеціалізованих заводів, на
яких організовано серійне виробництво редукторів.
1. Вибір електродвигуна і кінематична схема привода
η = η 1 ·η 2 ·η = 0,97·0,95·0,99 2 = 0,93 кВт
η 2 =
0,95 - ККД кленопасової передачі
η 3 =
0,99 - ККД витрат на тертя в опорах валів редуктора
Визначення потрібної потужності електродвигуна
Вибираємо серію типорозмір, потужність і частоту обертів електродвигуна
Приймаємо електродвигун асинхронний серії 4А, закритий, обдуваємий
по ГОСТ 19523 - 81.
Потужність електродвигуна Р дв =4 кВт
Частота обертання вала електродвигуна n дв = 750 хв -1 .
Приймаємо типорозмір електродвигуна 132 S8
Номінальна частота обертання вала електродвигуна
n дв = n дв (1- )=750(1- )=719,25 хв -1.
Визначаємо передаточне число приводу
Назначаємо передаточне число конічної передачі U р = 3,15
Визначаємо передаточне число клинопасової передачі U п =
2,3
Визначаємо частоту обертання валів приводу
Частота обертання вала електродвигуна n дв = 719,25 хв -1
Частота обертання ведучого шківа пасової передачі n п1 = n дв =
719,25 хв -1
Частота обертання веденого шківа пасової передачі
Частота обертання ведучого валу редуктора n 1 = n n 2 =312,7 хв -1
Частота
обертання веденого валу редуктора
Визначаємо похибку частоти обертання вихідного вала редуктора редуктора
Визначаємо кутову швидкість валів привода
Кутова швидкість вала електродвигуна
Кутова швидкість ведучого вала редуктора ω п1 = ω дв = 75,3 с -1
Кутова швидкість веденого вала редуктора
Обертаючий момент веденого валу редуктора
Обертальний момент ведучого вала редуктора
Обираємо матеріал шестерні та колеса
Приймаємо для шестерні Сталь 40Х покращену з твердістю
НВ 270; для колеса сталь 40Х покращену з твердістю НВ 245
Приймаємо для колеса σ Hlimb =2HB+70=2·245+70=560
МПа
Приймаємо для довгочасної експлуатації коефіцієнт довговічності K Hl =1
Приймаємо коефіцієнт безпеки [S H ]=1,15
Приймаємо коефіцієнт при консольному розташуванні шестерні K HB =1,35
Приймаємо коефіцієнти ширини вінця по відношенню до зовнішньої конусної
відстані ψ bRe =0,285
по ГОСТ 12289-76
Приймаємо по ГОСТ 12289-76 найближче стандартне значення d e 2 =315 мм
Приймаємо число зуб’їв шестерні z 1 =25
Визначаємо похибку передаточного числа зубчатої передачі
Визначаємо похибку окружного модуля
Зовнішня конусна відстань R e та довжина зубу b
Зовнішні діаметри шестерні та колеса
Коефіцієнт ширини шестерні по середньому діаметру
Призначаємо коефіцієнт розподілення навантаження по ширині зуба
Призначаємо коефіцієнт розподілення навантаження між прямими зубами =1
Призначаємо коефіцієнт динамічного навантаження в заціплені
Осьова для колеса та радіальна для шестерні
Осьова для шестерні та радіальна для колеса
Перевіряємо зуб’я на витривалість по напругам згину по зубу деталі з
меншим допустимим запасом міцності
Приймаємо коефіцієнт розташування колес
Приймаємо коефіцієнт запасу міцності
Визначаємо відношення допустимих навантажень до коефіцієнту форми зуба
Для перевірки зубу на міцність обираємо колесо
. Попередній розрахунок валів редуктора
Діаметр вихідного кінця ведучого валу
Приймаємо допускаєму напругу ,
що враховує вплив вигину валу від натягу пасу
Приймаємо діаметр валу під підшипником мм
Шестерню виконуємо як одне ціле з валом
Діаметр вихідного кінця валу під підшипником
Приймаємо діаметр валу під підшипником =50
мм
Приймаємо діаметр валу під зубчатим колесом 50
мм
4. Конструктивні розміри шестерні та колеса
Приймаємо довжину посадочної ділянки l ст
Приймаємо довжину ступиці l ст =70 мм
С=(0,1 0,17)•R e ==(0,1 0,17)•166=16.6 28 мм
5. Конструктивні розміри корпусу редуктора
δ = 0,05 · R e + 1 = 0.05 · 166+ 1 = 9,3 мм
δ 1 =
0.04 · R e + 1 = 0,04 · 166 + 1 = 7,64 мм
Фундаментних d 1 = 0,055· R e +12 = 0,055· 166 + 12 = 21 мм
Приймаємо фундаментні болти з різьбою М20
Болтів, що кріплять кришку до корпусу у місці підшипника
d 2 =(0,7 0,75) ·d 1 =(0,7 0,75) ·20=14 15 мм
Болтів, що з’єднують кришку з корпусом
d 3 =(0,5 0,6) ·d 1 =(0,5 0,6) ·20=10 12 мм
Передаваєма потужність P п =4 кВт, частота обертання ведучого шківа пасової передачі n п1 =n дв =719,25
хв -1 , передаточне число u n =2,3,
ковзання ε=0,015
Обираємо в залежності від потужності та частоти обертання переріз
клинового пасу Б
Розраховуємо діаметр більшого шківа
Приймаємо d 2 =280 мм. Уточнюємо передаточне відношення
a min =0,55•(140+280)+10,5=241,5 мм
Розраховуємо кут обхвату меншого шківа
Приймаємо коефіцієнт режиму роботи С р =1
Приймаємо коефіцієнт що враховує вплив довжини пасу С l =0,92
Приймаємо коефіцієнт що враховує кут обхвату С α =0,95
Приймаємо коефіцієнт що враховує кількість пасів у передачі С z =0,9
Розраховуємо
натяг гілки клинового ременя
В шк =(z-1)e+2f=(3-1)19+12,5•2=63 мм
Обираємо спосіб змащування: зціплення зубчатої пари - окунанням
зубчатого колеса у масло: для підшипників пластичній змащувальний матеріал.
Роздільне змазування прийнятне тому, що один з підшипників ведучого валу
віддаленій, і це заважає попаданню масляних бризг. Крім того роздільне
змащування попереджує попадання у підшипники часток металу.
Камери підшипників відділяємо від внутрішньої порожнини корпуса
захисними кільцями.
Встановлюємо можливість розташування однієї проекції - розріз по вісям
валів - на листі формату А1 (594х841 мм) . Краще брати масштаб 1:1. Проводимо
по середині листа горизонтальну осьову лінію - вісь ведучого валу. Намічаєпм
положення вертикальної вісі - вісі відомого валу.з точки перетину проводимо під
кутом δ 1 =17 ◦ 34’ осьові лінії дільних конусів і відкладаємо на
них відрізки R e =166 мм
Конструктивно оформлюємо по знайденим вище розмірам шестерню і колесо.
Викреслюємо їх в заціплені. Ступицю колеса виконуємо не симетрично відносно
диска, щоб зменшити відстань між опорами відомого валу.
Підшипники валів розташовуємо в стаканах.
Призначаємо для валів роликопідшипники однорядні конічні легкої серії.
Наносимо габарити підшипників ведучого валу,намітив
попередньо внутрішню стінку корпусу на відстані х=10 мм від торця шестерні та
відклавши зазор між стінкою корпусу та торцем підшипника y=15 мм.
При постановці радіально-упорних підшипників необхідно
врахувати, що радіальні реакції прикладені до валу в точках перетину нормалі,
проведені до середини контактних площадок. Для однорядних конічних
роликопідшипників:
Розмір від середнього діаметру шестерні до реакції підшипника:
Приймаємо розмір між реакціями підшипників ведучого валу
с 1 =(1,4…2,3)f 1 =(1,4…2,3)•72,2=101…166 мм
Розміщуємо підшипники відомого валу, помітивши попередньо внутрішню
стінку корпуса на відстані х=10 мм від торця ступиці колеса і відклавши зазор
між стінкою корпуса и торцем підшипника y 2 =20 мм.
Знаходимо заміром розмир А - відстань від лінії реакції підшипника до
вісі ведучого валу. Корпус редуктора виконуємо симетрично відносно вісі
ведучого валу та приймаємо розмір А=А’=125
мм. Наносимо габарити підшипників веденого валу. Заміром визначаємо відстань f 2 =82 мм,
та с 2 =168 мм, при цьому
Викреслюємо контур внутрішньої стінки корпуса, відклавши зазор між
стінкою і зубцями колеса, що дорівнює 1,5х, тобто 15 мм.
l 3 =10+∆+10+ +а 1
=10+8+10+22+17,2=67,2 мм
8.
Перевірка підшипника на
довговічність
F t =2560 Н; F a =277 H; F r =889 H; F b =1246.3 H; T 1 =109800 H•мм
d 1 =85,77 мм; f 1 =72,2 мм; c 1 =120 мм; l 3 =67,2 мм; K ϭ =1,2; K T =1
Визначаємо реакції в опорах в горизонтальній площині
ΣМ 2 (F n )=0; -F t (t 1 +c 1 )+R x1
· c 1 =0 x1 = Н
ΣМ 1 (F n )=0; -F t · f 1 -R x
· c 1 =0 x2 = Н
Визначаємо реакції в опорах в вертикальній площині
Визначаємо вигинаюі моменти в горизонтальній площині
M ux 1 =0;
M ux 2 =0; M ux 3 =-R x 2 ·0=0;
M ux 4 =-R x 2 ·c 1 =-(-1540.3)·120=184835
Н·мм
M ux 5 =-R x 2 ·c 1 -R x 1 ·0=-(-1540.3)·120=184835
Н·мм
M ux6 =-R x2 ·(c 1 +f 1 )-R x1 ·f 1 =1540,3·(120+72,2)-4100,3·72,2≈0
Визначаємо вигинаючі моменти у вертикальній площині
M uy 2 =F b ·l 3 =1246,3·67,2=83751,36 Н·мм
M uy 3 =F b ·l 3 -R y 2 ·0=1246,3·67,2=83751,36
Н·мм
M uy 4 =F b (l 3 +c 1 )-R y 2 ·c 1 =1246,3·187,2-1311,6·120=75915,36 Н·мм
M uy 5 = F b (l 3 +c 1 )-R y 2 ·c 1 +R y 1 ·0=1246,3·187,2-1311,6·120=75915,36
Н·мм
M uy 6 = F b (l 3 +c 1 +f 1 )-R y 2 ·(c 1 +f 1 )+R y 1 ·f 1 =1246,3·259,4-1311,6·192,2+(-829,4) · ·72,2=11318,02
Н·мм
Основні складові радіальних реакцій конічних підшипників
S 2 =0,83·e·P r 2 =0,83·0,38·1541,3=486,1
H
S 1 =0,83·e·P r 1 =0,83·0,38·4182,5=1319,2
H
S 1 >S 2 F a >0 тоді P a1 =S 1 =1319,2 a2 =S 1 +F a1 =1319,2+277=1596,2
H
=1,02>e - тому слід враховувати осьове навантаження
P e2 =(x·V·P r2 +Y·P a2 )
·K ϭ ·K T , де
P e 2 =(1·1·1541,3+1,56·1576,2) ·1·1=4 кН
Розрахункова довговічність (млн..об.)
=0,315<е - тому осьове навантаження не враховуємо
P e 1 =V·P r 1 ·K ϭ ·K T =4182,5·1·1·1=4182,5≈4,2
кН
Розрахункова довговічність (млн..об.)
F t =2560 Н; F a =889 H; F r =277 H
d 2 =270,91 мм; f 2 =82 мм; c 2 =168 мм;
Визначаємо реакції в опорах в горизонтальній площині
ΣМ а (F n )=0; -R x 4 (c 2 +f 2 )+F t ·c 2 =0
ΣМ b (F n )=0; -R x 3 ·(c 2 +f 2 )-F t ·f 2 =0
Визначаємо реакції в опорах в вертикальній площині
Визначаємо вигинаючі моменти в горизонтальній площині
M ux 2 =-R x 3 ·c 2 =849,92·167=141936,64
Н·мм
M ux 4 =-R x 3 ·(c 2 +f 2 )-F t ·f 2 =849,92·250-2560·82≈0
Визначаємо вигинаючі моменти у вертикальній площині
uy 2 =R y 3 ·c 2 =389,82·168=65099,94
Н·мм
M uy 3 =R y 3 ·c 2 -F a ·(d 2 /2)=389,82·168-889·135,48=-55346,25 Н·мм
M uy4 =R y3 (c 2 +f 2 )-F a ·(d 2 /2)+F r ·f 2 =
=389,92·250-889·135,48+277·82=24,835 Н·мм
Основні складові радіальних реакцій конічних підшипників
S 4 =0,83·e·P r 4 =0,83·0,37·1835,5=563,7
H
S 3 =0,83·e·P r 3 =0,83·0,37·935,1=287,2
H
S 3 >S 4 F a >0 тоді P a3 =S 3 =287,2 Н a4 =S 3 +F a =287,2+889=1176,2 H
Оскільки в якості опор валу - однакові підшипники, розглянемо тільки
найбільш навантажений - правий підшипник.
=0,64 > e - тому слід враховувати осьове навантаження
P e 4 =(x·V·P r 4 +Y·P a 4 )
·K ϭ ·K T , де
P e 4 =(0,4·1·1835,5+1,6·1176,2)
·1·1=2,6 кН
Розрахункова довговічність (млн..об.)
Так як отримана довговічність більше потрібної, підшипники серії 7210
міняємо на підшипники серії 1210.
Визначаємо основні складові радіальних реакцій
S 4 =0,83·e·P r 4 =0,83·0,21·1835,5=365,6 H
S 3 =0,83·e·P r 3 =0,83·0,21·935,1=186,3 H
S 3 S 4 -S 3
тоді P a3 =S 3 =186,3
Н a4 =S 3 +F a =186,3+889=1075,3
H
Оскільки в якості опор валу - однакові підшипники, розглянемо
тільки найбільш навантажений - правий підшипник.
=0,6 > e - тому слід враховувати осьове навантаження
P e 4 =(x·V·P r 4 +Y·P a 4 )
·K ϭ ·K T , де
P e 4 =(0,4·1·1835,5+1,6·1075,3)
·1·1=3,6 кН
Розрахункова довговічність (млн..об.)
9. Перевірка міцності шпонкових з’єднань
Приймаємо шпонки призматичні із закругленими торцями по ГОСТ 23360-81
Матеріал шпонок - сталь 45. Напруга зминання і умова міцності σзм<=[σзм].
Допустима напрогу при стальній ступеці
[σзм]=100…120 МПа; при
чугунній - [σзм]=50…70
Шпонка знаходиться під шківом кленопасової передачі
l шп =В шк -(5…12)=63-(5…12)=51…58 мм
Діаметр вихідного кінця валу d в2 =42 мм
Розміри шпонки bxh=12x8 мм t 1 =5
мм
l шп =l н/м -(5…12)=112,5-(5…12)=100,5…107,5 мм
Конструктивно
приймаэмо L шп =100 мм
Шпонка знаходиться під зубчатим конічним колесом
Довжина ступиці зубчатого колеса l ст =70 мм
Розміри шпонки bxh=16x10 мм, t=6 мм
l шп =l ст -(5…12)=70-(5…12)=58…65 мм
. Уточнений розрахунок валів на міцність
Приймем, що нормальне напруження від вигину змінюється по симетричному
циклу, а дотичні від кручення - по нульовому.
Уточнений розрахунок складається в визначенні коефіцієнтів запасу
міцності S для небезпечних розрізів і порівнянням [S]. Міцність дотримується при S=>[S]. Будемо
виконувати розрахунок для
припустимо небезпечних розрізів кожного з валів.
Матеріал вала той же що і для шестерні - Сталь 45.
При діаметрі заготівки до 90 мм ϭ в =780 МПа
Визначаємо границю витривалості при симетричному вигині
Визначаємо границю витривалості при симетричному циклі дотичних напруг
Концентрацію напруг викликає наявність шпоночної канавки під шківом.
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності
де амплітудне і середнє навантаження від нульового цикла
ГОСТ 16162-78 Вказує на те, щоб конструкція передумовлює можливість
сприйняття радіальних консольних навантажень приложеної в середині посадочної
частини вала. Величина цього =1. навантаження
для одноступінчатих зубчатих редукторів на швидкохідному валу повинна бути 2,5√Т 1
, при 25·10 3 Н·мм <Т 1 <250·10 3 Н·мм
Прийнявши у ведучого валу ширину шківа В шк =63 мм, отримуємо
вигинаючий момент в розрізі А-А від консольного навантаження
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по парним напругам
Визначаємо результуючий коефіцієнт запасу міцності
Концентрація напруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованим
натягом
Визначаємо амплітуду нормальних напруг
Визначаємо амплітуду і
середню напругу цикла дотичних напруг
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам
Визначаємо коефіцієнт запаса міцності по дотичним напругам
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу Б-Б
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності
де
амплітудне і середнє навантаження від нульового цикла
Концентрація напруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованим
натягом і
Визначаємо вигинаючий момент М Б-Б =0
Визначаємо амплітуду і середню напругу цикла дотичних напруг
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам
Діаметр валу в цьому розрізі 55 мм. Концентрація напруг обумовлена
наявністю шпоночної канавки під зубчатим колесом.
Визначаємо сумарний вигинаючий момент в розрізі В-В
Визначаємо амплітуду і середню напругу цикла дотичних напруг
Визначаємо амплітуду нормальних напруг вигину
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по динамічним напругам
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам
Визначаємо результуючий коефіцієнт запасу міцності для розрізу В-В
Визначаємо сумарний вигинаючий момент в розрізі Г-Г
Визначаємо осьовий момент опору розрізу
Визначаємо амплітуду нормальних напруг
Визначаємо амплітуду і середню напругу цикла дотичних напруг
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу Г-Г
. Посадки деталей редуктора, шківа, та підшипників
Посадка зубчатого колеса на вал - Н7/р6
Стакани під підшипники кочення у корпусі редуктора - H7/h6
Змазування зубчатого колеса відбувається зануренням зубчатого
колеса в масло, яке заливається в середину корпуса до рівня, що забезпечує
занурення колеса приблизно на 10 мм. Об’єм масляної ванни V визначаємо із розрахунку 0,25 дм 3 масла на 1 кВт передаваємої
потужності
Встановлюємо в’язкість масла при контактних навантаженнях σ н = 560 МПа і швидкість υ = 1,4 м/с. Рекомендуєма в’язкість масла повинна бути приблизно
рівна 34 · 10 -6
м 2 /с.
Приймаємо масло індустріальне марки И-40А по ГОСТ 20799-77
Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним
матеріалом УТ-1 періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.
Перед складанням редуктора внутрішню частину корпусу ретельно
очищаємо, і покриваємо маслостійкою фарбою.
Збірку виконуємо у відповідності зі складальним кресленням
редуктора, починаючи з вузлів валів: на проміжний і вихідний вал встановлюємо
колеса, на вали встановлюємо шарикопідшипники, попередньо нагріті до 80-100 ◦ С.
Зібрані вали вкладаємо в основу корпуса редуктора і
встановлюємо кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і
корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за
допомогою двох конічних штифтів; затягуємо болти, що кріплять кришку до
корпуса. електродвигун привід редуктор підшипник
Після цього в підшипникові камери закладають пластичне
мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для
регулювання.
Перевіряють підворачуванням валів відсутність заклинювання
підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.
Далі на кінець вхідного валу в шпонкову канавку закладають
шпонку встановлюють шків, на вихідний вал встановлюємо зубчасту муфту.
Потім вкручують пробку маслоспускаючого отвори з прокладкою і
ліхтарний маслопоказник.
Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою
з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.
Зібраний редуктор обкочують і піддають випробуванню на стенді
за програмою, яка встановлюється технічними умовами.
1. С.А. Чернавський "Курсове проектування деталей
машин" М.: Машинобудування, 2007.
. І.І. Устюгов "Деталі машин" М.: Вища
школа, 2011
3. П.Ф. Дунаєв "Курсове проектування" М.:
Вища школа 2009.
Похожие работы на - Розрахунок редуктора Курсовая работа (т). Другое.
Сочинение Встреча Друзей
Реферат: Факторинг 6
Реферат На Тему Старинные Меры Измерения
Сочинение По Произведениям М А Булгакова Сочуна
Реферат: Wendy
Сказки Про Собаки Сочинение 7 Класс
Реферат: Paul C
Реферат: The Patriot Essay Research Paper THE PATRIOTThe
Реферат: Промышленная политика 2
Народ И Власть Сочинение
Отчет По Производственной Практике Атп
Курсовая работа: Молодежная политика в отношении работающей молодежи. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Проблема подготовки к экзаменам. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Литература Смутного времени
Сочинение Утро По Сложному Плану
Преступление Сочинение
Типология и алгоритм конструирования уроков деятельностной направленности
Реферат: Социально-правовая поддержка женщин в России
Эссе На Тему Общение 6 Класс
Реферат: Некрасов Николай АлексеевичПохожие работы на - Инфинитивные конструкции и особенности перевода в романах Т. Dreiser 'Jennie Gerhardt', S. Maugham 'The Moon and Sixpence' Похожие работы на - Событийный туризм в Западной Сибири Реферат: Native Son Essay Research Paper