- •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 привода
Схема всего привода
Где 1,2,3,4 – цилиндрические прямозубые передачи редуктора;
5 – цилиндрическая открытая прямозубая передача; 6 – винтовая
передача
Для расчета привода задаемся следующими условиями:
Cистема обеспечивает регулирование по номиналам скорости загрузки – выгрузки изделий в зоне реактора в диапазоне м/c Расчет ведем для наибольшей скорости загрузки так как при быстрой загрузке пластин в камеру они не успеют прогреться и из-за термических напряжений разрушатся
Сила сопротивления перемещения лодочки - Н.
Мощность на выходе привода:
Вт
Расчет передачи винт – гайка
Передача винт-гайка служит для преобразования вращательного движения в поступательное
Берем стандартный винт со следующими параметрами резьбы:
Шаг резьбы – S = 20 мм
Расчетный диаметр – dp = 14 мм
Параметры резьбы
Определим угол подъема резьбы по формуле:
Определяем нормальное усилие:
Н
где Fa - cила сопротивления перемещения лодочки, оно же осевое усилие в передаче
По формуле Герца-Беляева считаем фактическое контактное напряжение:
МПа
где Е – модуль упругости Е = 2105 МПа
и bw – характеристики геометрии подшипника гайки
Расчетные контактные напряжения на выносливость согласно табл 13 (для материала – сталь20Х):
МПа
где - базовый предел контактной выносливости;
- коэффициент безопасности, для неравномерной структуры (поверхностная закалка) =1.2.
HRC = 26 – твердость зубьев винта
Таким образом МПа – винт удовлетворяет нагрузкам системы
Частота вращения ходового винта :
об/мин
Выбор электродвигателя
Выберем электродвигатель для привода
Известно что в миниатюрных приводах КПД не высок
Задаемся = 40% и считаем мощность на выходе редуктора:
Вт
Выбираем электродвигатель – ЭД-5ТУ27-06-1/22-73.
Его параметры:
номинальный ток – не более 07 А,
номинальное напряжение – 12В,
частота вращения – не менее 3000 об/мин,
вращающий момент – 00098 Нм,
пусковой момент – 0024 Нм,
КПД – 42%.
Считаем мощность развиваемую электродвигателем:
Вт
Таким образом - электродвигатель способен привести привод в действие
Расчет открытой цилиндрической передачи
Для расчета открытой цилиндрической прямозубой передачи необходимо:
Момент на ведомом колесе:
H м
Угловая скорость ведомого колеса:
Передаточное отношение: =2.07
Выбираем материалы зубчатых колес в соответствии с рекомендациями §1.1 (“Проектирование миниатюрных высоконагруженных зубчатых и червячных передач” под ред ВЗГребенкина): - для шестерни – сталь 40X улучшенную, твердостью HB=270,для колеса – сталь 40X улучшенную, твердостью HB=260.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(1.1) и табл. 1.3:
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 (1.3) и табл.1.4:
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;
Межосевое расстояние передачи по формуле:
амм
для стальных прямозубых колес, нарезанных стандартным инструментом =495 МПа;
- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.2
коэффициент ,с учетом фомулыи согласно табл. 1.
Тогда, амм;
округляем, а=18 мм.
Назначаем модуль передачи: m=0.5,согласно табл.1.9.
Определяем суммарное число зубьев колес:
;
где - уголнаклона зубьев, для прямозубой передачи =0.
Число зубьев шестерни и колеса :
принимаем =23;
Уточняем передаточное число:
.
Погрешность передаточного числа:
не превышает 4%, что допустимо.
Определяем диаметры делительных окружностей:
шестерни: мм
колеса: мм.
Уточняем межосевое расстояние:
мм
Определяем расчетную ширину колес:
мм
по принимаем 4 мм.
Усилия в зацеплении
окружное:
H
радиальное:
H
осевое:
H
где =20 - угол зацепления.
Определим окружную скорость:
м/c
Согласно §1.1 и табл.1.1 назначаем 9-ую степень точности.
Коэффициенты расчетной нагрузки ипо табл.1.6 и табл.1.7:
; ;;;
;
;
;
;
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, 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, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.
Таким образом
=218.23 МПа.
Окончательные размеры зубчатых колес:
Делительные диаметры: мм
мм
Диаметры вершин зубьев:
шестерни - мм
колеса - мм
Диаметры впадин зубьев:
шестернимм
колеса мм
Ширина венцов:
Шестерни мм
колеса мм
Здесь - коэффициент высоты головки зуба, принимаемый по ГОСТ 9587-81 равным 1, -коэффициент радиального зазора, принимаемый по ГОСТ 9587-81 для мм =0.35.
КПД открытой цилиндрической передачи:
или 90%
где - поправочный коэффициент, учитывающий влияние нагрузки на КПД;
- коэффициент перекрытия, =1.5;
- коэффициент трения, =0.6.