Привод транспортера заготовок

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 29 Мая 2012 в 13:41, курсовая работа

Описание работы

1)Повышенная нагрузочная способность в связи большим числом зубьев в зацеплении (контакт линий).Меньший шум и вибрация при работе в связи с постоянным входом зуба в зацеплении.
2) Благодаря применению ременной передачи достигается пониженная шумность, обладает повышенной нагрузочной способностью

Содержание работы

1. Техническое предложение………………………………………………….
1.1 Выбор кинематической схемы…………………………………………....
1.2 Выбор электродвигателя…………………………………………………...
1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов………………...
1.4 Выбор муфты………………………………………………………………..
1.5 Материалы для изготовления привода…………………………………….
2. Эскизное предложение……………………………………………………..
2.1 Расчет червячного редуктора………………………………………………
2.2 Расчет диаметров валов…………………………………………………….
2.3 Расчет цепной передачи……………………………………………………
2.4 Выбор подшипника…………………………………………………………
2.5 Расчет масляной ванны……………………………………………………..
2.6 Выбор уплотнителей………………………………………………………..
2.7 Выбор рамы………………………………………………………………….
2.8 Выбор крепежных элементов………………………………………………
3. Технический проект…………………………………………………………
3.1 Проверочный расчет тихоходного вала……………………………………
3.2 Проверочный расчет подшипников………………………………………..
3.3 Расчет соединения с гарантированным натягом………………………….
3.4 Расчет шпоночных соединений…………………………………………….
3.5 Расчет болтового соединения………………………………………………
4. Рабочая документация……………………………………………………...
4.1 Техническое описание привода……………………………………………. 4.2 Порядок сборки привода……………………………………………………. 4.3 Техническое обслуживание привода………………………………………

Файлы: 1 файл

Документ Microsoft Office Word (3).docx

— 527.40 Кб (Скачать файл)

1) Число заходов червяка: Z1=4, число заходов червячного колеса: Z2=Z1·U=4·8,48=34≥28–по условию неподрезания зубьев [2, с.213].

2) Вращающий момент на  валу червяка: Т1=157,93 Н·м; на валу колеса: Т2=1071,43 Н·м.

3) Скорость скольжения: [1, с.23].

4) Материал колеса: СЧ15 при vs=1,63м/с σви=320МПа [1,с.23]; червяка: Сталь 40Х (объемная закалка до 55 HRC с последующим шлифованием и полировкой) [2,с.176]. При этом допускаемое контактное напряжение: Н]=175-35vs ≤[σН]max [1. с.33],

где: Н]max=1.65·σви,

где: σвипредел прочности чугуна при изгибе.

Н]=175-35×1,63=112,95МПа,

Н]max=1.65×320=528МПа;

 

Коэффициент долговечности: KHL= ≤ 1,15

                                                    KHL= =1,02 ≤1,15, удовлетворяет условию.

где NHE=KHE·NK -эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи [1, c. 31]. Суммарное число циклов перемены напряжений NK=60·n2·Lh (время работы передачи Lh=0,5·104 ч.) [1, c. 31].

5) Предварительно назначаем  коэффициент диаметра червяка q:

q>0,25·Z2=0,25·34=8,5, принимаем q=8 [2,с.212]. При этом q/Z2=8/33=0,24 входит в реко-мендуемые пределы = 0,22...0,4 [2, с.220].

6) Межосевое расстояние [2, с.220]:

 округляем по ряду Ra40: aW=280мм [2, с.143],

где:

Е1=2,1·105 МПа–модуль упругости стали (червяк)

Е2=0,9·105 МПа – модуль упругости бронзы (колесо).

7) Модуль:

m=14 мм соответствует стандартным значениям [2, с.212]

Коэффициент смещения: [2, с.213].

8) Проверяем прочность  по контактным напряжениям:

[2, с.220 ],

где: торцовый коэффициент  перекрытия в средней плоскости  червячного колеса: входит в рекомендуемые пределы: 1,8...2,2 [2, с.219];

коэффициенты расчетной  нагрузки: ; где KV=1(коэффи-циент динамической нагрузки) и коэффициент концентрации нагрузки: [2, с.221];

делительный диаметр червяка:

делительный диаметр колеса:

коэффициент, учитывающий  уменьшение длины контактной линии:

половина дуги обхвата  червяка колесом:

угол профиля в осевом сечении:

угол подъема винтовой линии: [2, c.212].

Уточняем величину скорости

[2, c.215].

Т.к vs ут>2м/с, то выбираем материал из II группы: БрА9ЖЗЛ.

 

9) Материал колеса: при  vs=1,63м/ используется БрА9ЖЗЛ σT=195МПа, σB=390МПа [2, с.223]; червяка: Сталь 40Х (объемная закалка до 55 HRC с последующим шлифованием и полировкой) [2,с.176]. При этом допускаемое контактное напряжение:

Н]= [σН]0-25Vs ≤[σН]max [2, с.223],

где: Н]0=300 МПа при Н≥45 HRC [2, с.223]

Коэффициент долговечности: KHL= ≤ 1,15

KHL= = 0,91≤1,15,

где NHE=KHE·NK -эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи [1, c. 31]. Суммарное число циклов перемены напряжений NK=60·n2·Lh (время работы передачи Lh=0,6·104 ч.) [1, c. 31].

Н]= [σН]0-25Vs  =300-25*1,63=259,25МПа;

Н]max=2·σT=390МПа.

10) Предварительно назначаем  коэффициент диаметра червяка q:

q>0,25·Z2=0,25·33=8,25, принимаем q=8 [2,с.212]. При этом q/Z2=8/33=0,24 входит в реко-мендуемые пределы = 0,22...0,4 [2, с.220].

11) Межосевое расстояние [2, с.220]:

 округляем по ряду Ra40: aW=160мм [2, с.143],

где:

Е1=2,1·105 МПа–модуль упругости стали (червяк)

Е2=0,9·105 МПа – модуль упругости бронзы (колесо).

12) Модуль: мм

m=8 мм соответствует стандартным значениям [2, с.212]

Коэффициент смещения: [2, с.213].

13) Проверяем прочность  по контактным напряжениям:

[2, с.220 ],

где: торцовый коэффициент  перекрытия в средней плоскости  червячного колеса: входит в рекомендуемые пределы: 1,8...2,2 [2, с.219];

коэффициенты расчетной  нагрузки: ; где KV=1(коэффи-циент динамической нагрузки)  и коэффициент концентрации нагрузки: [2, с.221];

делительный диаметр червяка:

делительный диаметр колеса:

коэффициент, учитывающий  уменьшение длины контактной линии:

половина дуги обхвата  червяка колесом:

угол профиля в осевом сечении:

угол подъема винтовой линии: 2, c.212].

Уточняем величину скорости

 
[2, c.215].

Условие прочности соблюдается  с недогрузкой в 20%. Отметим, что  перегрузка допустима не более 5%, недогрузка не более 20%.

14) Проверяем прочность  на изгиб:  [2, с.221],

где: окружная сила колеса:

модуль по нормали: [2, с.221];

диаметр вершин зубьев червяка: [2, с.212];

ширина колеса: [2, с.213] ;             – коэффициент формы зуба [2, с.221]

Информация о работе Привод транспортера заготовок