- •Содержание:
- •Раздел 1. Автоматизация процесса загрузки пластин установки “Термоком-V”
- •Раздел 2 Технологический процесс изготовления корпуса редуктора
- •Раздел 3 Анализ технологических потерь на этапе освоения нового изделия
- •Раздел 4 Обеспечение безопасности при эксплуатации и монтаже установки “Термоком-V”
- •Введение
- •Автоматизация процесса загрузки-выгрузки
- •Обоснование выбора принятого решения
- •Окисление при высоком давлении
- •Описание принципа действия и работы механизма
- •Расчет привода
- •Расчет передачи винт – гайка
- •Выбор электродвигателя
- •Расчет открытой цилиндрической передачи
- •Расчет передач редуктора
- •Введение
- •Обоснование выбора метода получения заготовки
- •Расчет режимов резания
- •Выполнение расчетов
- •Программирование для станка с чпу
- •Управляющаяпрограмма к станку с чпу (операция20)
- •Конструкторско-технологические факторы влияющие на выход годной продукции
- •Планирование динамики выхода годной продукции
- •Расчет и моделирование выхода годной продукции на основе кривых освоения
- •Выход годной продукции как фактор образования технологических потерь производства
- •Расчет затрат на технологические потери
- •Введение
- •Защита от поражения электрическим током.
- •Защита от статического электричества.
- •Расчет защитного заземления
- •Защита от разгерметизации рабочей камеры
- •Защита от теплового ожога.
- •Защита от вибрации при работе установки.
- •Список литературы:
- •Приложения
Расчет передач редуктора
Берем унифицированный редуктор и проверяем его передачи на контактную прочность и напряжения изгиба в соответствии с нашими нагрузками.
Редуктор состоит из 4-х цилиндрических прямозубых передач.
Основные параметры передач редуктора
Число зубьев |
Модуль передачи |
Передаточное число Межосевое расстояние |
=9 =51 |
=0.4 |
=5.67 =12 мм |
=18 =48 |
=0.4 |
=2.67 =13.2 мм |
=18 =45 |
=0.4 |
=2.5 =12.6 мм |
=17 =35 |
=0.5 |
=2.05 =13мм |
Считаем для передачи
Параметры передачи необходимые для расчета:
Число зубьев: шестерни -=17, колеса -=35.
Передаточное число =2.05.
Межосевое расстояние =13 мм.
Модуль передачи =0.5.
Момент на ведомом колесе:
H м
Где - КПД 1-й пары подшипников качения,
- передаточное число открытой цилиндрической передачи,
- КПДоткрытой цилиндрической передачи
материалы зубчатых колес:
шестерни – сталь 40X (улучшение), твердостью HB=270,
колеса – сталь 40X (улучшение), твердостью HB=260.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(7.7) и табл. 7.3.
для шестерни:
MПа,
MПа;
где - базовый предел контактной выносливости;
- коэффициент безопасности, для равномерной структуры (улучшение) =1.1.
для колеса:
MПа,
MПа;
В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее из двух, т.е. - =536 Mпа.
Допускаемые напряжения изгиба по формуле (7.3) и табл.7.4:
для шестерни: Mпа;
=260+ HB= 260+270=530 МПа;
для колеса: Mпа;
=260+ HB= 260+260=520 МПа;
где - базовый предел выносливости зубьев по излому(в зависимости от материала и термообработки);
- коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий влияние реверсивности приложения нагрузки;
Определяем диаметры делительных окружностей:
шестерни: мм
колеса: мм.
Окружное усилие в зацеплении:
H
Считаем -коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.25и определяем расчетную ширину колес:
мм
по принимаем 4 мм.
Фактическое контактное напряжение:
МПа
Здесь - коэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей зубьев; для передач, составленных из нулевых колес ;
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; для стальных колес =275 МПа;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач =1.
- коэффициент расчетной нагрузки;
- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются из табл.1.6, табл.1.7 и формулы (1.6)
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1.
Таким образом МПа
Выполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба. По табл.1.10 в зависимости от
и
определяем
и
Вычисляем отношения
; ;
Расчет ведем по материалу шестерни, т.к.
.
Считаем:
МПа;
где - коэффициент формы зуба;
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач =1;
- коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев,
;
- коэффициент расчетной нагрузки;
- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6).
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.
Таким образом
=218.23 МПа.
КПД цилиндрической передачи:
или 86%
где - поправочный коэффициент, учитывающий влияние нагрузки на КПД;
- коэффициент перекрытия, =1.5;
- коэффициент трения, =0.6.
Считаем для передачи
Параметры передачи необходимые для расчета:
Число зубьев: шестерни -=18, колеса -=45.
Передаточное число =2.5.
Межосевое расстояние =12.6 мм.
Модуль передачи =0.4.
Момент на ведомом колесе:
H м
Где - КПД 1-й пары подшипников качения,
- число пар подшипников,
- передаточное число открытой цилиндрической передачи,
- КПД открытой цилиндрической передачи.
материалы зубчатых колес:
шестерни – сталь 40X (улучшение), твердостью HB=270,
колеса – сталь 40X (улучшение), твердостью HB=260.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(7.7) и табл. 7.3.
для шестерни:
MПа,
MПа;
где - базовый предел контактной выносливости;
- коэффициент безопасности, для равномерной структуры (улучшение) =1.1.
для колеса:
MПа,
MПа;
В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее из двух, т.е. - =536 MПа.
Допускаемые напряжения изгиба по формуле (7.3) и табл.7.4:
для шестерни: MПа;
=260+ HB= 260+270=530 МПа;
для колеса: MПа;
=260+ HB= 260+260=520 МПа;
где - базовый предел выносливости зубьев по излому(в зависимости от материала и термообработки);
- коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий влияние реверсивности приложения нагрузки;
Определяем диаметры делительных окружностей:
шестерни: мм
колеса: мм.
Окружное усилие в зацеплении:
H
Считаем -коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.3и определяем расчетную ширину колес:
мм
по принимаем 4 мм.
Фактическое контактное напряжение:
МПа
Здесь - коэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей зубьев; для передач, составленных из нулевых колес ;
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; для стальных колес =275 МПа;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач =1.
- коэффициент расчетной нагрузки;
- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются из табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1.
Таким образом МПа
Выполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба. По табл.1.10 в зависимости от
и
определяем
и
Вычисляем отношения
; ;
Расчет ведем по материалу шестерни, т.к.
.
Считаем:
МПа;
где - коэффициент формы зуба;
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач =1;
- коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев,
;
- коэффициент расчетной нагрузки;
- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.
Таким образом
=218.23 МПа.
КПД цилиндрической передачи:
или 85%
где - поправочный коэффициент, учитывающий влияние нагрузки на КПД;
- коэффициент перекрытия, =1.5;
- коэффициент трения, =0.6.
Считаем для передачи
Параметры передачи необходимые для расчета:
Число зубьев: шестерни -=18, колеса -=48.
Передаточное число =2.67.
Межосевое расстояние =13.2 мм.
Модуль передачи =0.4.
Момент на ведомом колесе:
H м
Где - КПД 1-й пары подшипников качения,
- число пар подшипников,
- передаточное число открытой цилиндрической передачи,
- КПД открытой цилиндрической передачи.
материалы зубчатых колес:
шестерни – сталь 40X (улучшение), твердостью HB3=270,
колеса – сталь 40X (улучшение), твердостью HB4=260.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(7.7) и табл. 7.3.
для шестерни:
MПа,
MПа;
где - базовый предел контактной выносливости;
- коэффициент безопасности, для равномерной структуры (улучшение) =1.1.
для колеса:
MПа,
MПа;
В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее из двух, т.е. - =536 MПа.
Допускаемые напряжения изгиба по формуле (7.3) и табл.7.4:
для шестерни: MПа;
=260+ HB3= 260+270=530 МПа;
для колеса: MПа;
=260+ HB4= 260+260=520 МПа;
где - базовый предел выносливости зубьев по излому(в зависимости от материала и термообработки);
- коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий влияние реверсивности приложения нагрузки;
Определяем диаметры делительных окружностей:
шестерни: мм
колеса: мм.
Окружное усилие в зацеплении:
H
Считаем -коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.3и определяем расчетную ширину колес:
мм
по принимаем 4 мм.
Фактическое контактное напряжение:
МПа
Здесь - коэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей зубьев; для передач, составленных из нулевых колес ;
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; для стальных колес =275 МПа;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач =1.
- коэффициент расчетной нагрузки;
- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются из табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1.
Таким образом МПа
Выполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба. По табл.1.10 в зависимости от
и
определяем
и
Вычисляем отношения
; ;
Расчет ведем по материалу шестерни, т.к.
.
Считаем:
МПа;
где - коэффициент формы зуба;
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач =1;
- коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев,
;
- коэффициент расчетной нагрузки;
- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.
Таким образом
=218.23 МПа.
КПД цилиндрической передачи:
или 60%
где - поправочный коэффициент, учитывающий влияние нагрузки на КПД;
- коэффициент перекрытия, =1.5;
- коэффициент трения, =0.6.
Считаем для передачи
Параметры передачи необходимые для расчета:
Число зубьев: шестерни -=9, колеса -=51.
Передаточное число =5.67.
Межосевое расстояние =12 мм.
Модуль передачи =0.4.
Момент на ведомом колесе:
H м
Где - КПД 1-й пары подшипников качения,
- число пар подшипников,
- передаточное число открытой цилиндрической передачи,
- КПД открытой цилиндрической передачи.
материалы зубчатых колес:
шестерни – сталь 40X (улучшение), твердостью HB1=270,
колеса – сталь 40X (улучшение), твердостью HB2=260.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(7.7) и табл. 7.3.
для шестерни:
MПа,
MПа;
где - базовый предел контактной выносливости;
- коэффициент безопасности, для равномерной структуры (улучшение) =1.1.
для колеса:
MПа,
MПа;
В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее из двух, т.е. - =536 MПа.
Допускаемые напряжения изгиба по формуле (7.3) и табл.7.4:
для шестерни: MПа;
=260+ HB1= 260+270=530 МПа;
для колеса: MПа;
=260+ HB2= 260+260=520 МПа;
где - базовый предел выносливости зубьев по излому(в зависимости от материала и термообработки);
- коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий влияние реверсивности приложения нагрузки;
Определяем диаметры делительных окружностей:
шестерни: мм
колеса: мм.
Окружное усилие в зацеплении:
H
Считаем -коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.25и определяем расчетную ширину колес:
мм
по принимаем 3 мм.
Фактическое контактное напряжение:
МПа
Здесь - коэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей зубьев; для передач, составленных из нулевых колес ;
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; для стальных колес =275 МПа;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач =1.
- скоэффициент расчетной нагрузки;
- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются из табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1.
Таким образом МПа
Выполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба. По табл.1.10 в зависимости от
и
определяем
и
Вычисляем отношения
; ;
Расчет ведем по материалу шестерни, т.к.
.
Считаем:
МПа;
где - коэффициент формы зуба;
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач =1;
- коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев,
;
- коэффициент расчетной нагрузки;
- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.
Таким образом
=218.23 МПа.