Xreferat.com » Рефераты по технологии » Расчет и проектирование коробки скоростей к операционному токарному станку

Сколько стоит написать твою работу?

Работа уже оценивается. Ответ придет письмом на почту и смс на телефон.

?Для уточнения нюансов.
Мы не рассылаем рекламу и спам.
Нажимая на кнопку, вы даёте согласие на обработку персональных данных и соглашаетесь с политикой конфиденциальности

Спасибо, вам отправлено письмо. Проверьте почту .

Если в течение 5 минут не придет письмо, возможно, допущена ошибка в адресе.
В таком случае, пожалуйста, повторите заявку.

Спасибо, вам отправлено письмо. Проверьте почту .

Если в течение 5 минут не придет письмо, пожалуйста, повторите заявку.
Хотите промокод на скидку 15%?
Успешно!
Отправить на другой номер
?Сообщите промокод во время разговора с менеджером.
Промокод можно применить один раз при первом заказе.
Тип работы промокода - "дипломная работа".

Расчет и проектирование коробки скоростей к операционному токарному станку

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «СТАНКИН»


КАФЕДРА ОСНОВ КОНСТРУИРОВАНИЯ МАШИН



КУРСОВОЙ ПРОЕКТ


На тему: Рассчитать и спроектировать коробку скоростей к операционному токарному станку.


Вариант 2/11

Выполнил: студент гр. ВТ-6-1 Тулаев П.А.

Проверил: Степанов А.А.


МОСКВА 2001












































Z1


Z2


Z3


Z4


Z5


Z6







∅35

∅35

ЭМ


36X42

шлицы








∅45

∅45

I

II

III




∅40



Дано:

Твых max = 138 Hm

nmin = 340 мин –1

φ = 1,41

n0 = 1000 мин –1

Тип фрикционной муфты ЭМ

Тип передачи (U = 1) или муфты на выходном валу клиноремённая

Коробку установить на литой плите

Срок службы коробки tч = 12103 часов


Кинематический расчёт


Выбор электродвигателя

Т = 9550 р/п


Расчётная мощность на выходе

Рвых =


Рэл’ =


побщ = п2оп п2пр

побщ = 0, 9952 0, 982 0, 990025 0, 9604 = 0, 95082


Рэл’ = (это в )


Тип двигателя : Тип исполнения:

4А132S6У3 М300

Рн = 5, 5 кВт

п0 = 1000

пп = 965 мин-1


-


<20% - недогрузка электродвигателя

=> тип двигателя выбран правильно


Определение частот вращения выходного вала

п1 min = 340 об/мин

п2 min = n1 φ = 340 1,41 = 479,4 об/мин


Определение общих передаточных чисел

Uобщ 1, 2 = Uпр2 13 Uпр1

Uобщ 1 = (1) = Uпр1Uпр2

Uобщ 2 = (2) = Uпр1Uпр3


Выбор передаточных чисел отдельных пар

Uпр max = 4


Разбиение Uобщ по ступеням приводят к Uобщ min

Здесь можно выявить следующие пары:

=


Определение чисел зубьев прямозубых колёс

т.к. aw = const

Проверка частот вращения

-

-


-

%

т

φ-

. к. кинематика выбрана удовлетворительно


мм – диаметры шкивов на выходе

пz = min

30,965>24nII

при ТII и пII ψbd = 0,3 – рассчитываемая передача


Определение мощности на валах

Рэл = 5,5 кВт

РI = Pэлηпрηоп = 5,50,980,995 = 5,36 кВт

РII = PIηпрηоп = 5,360,980,995 = 5,23 кВт

РIII = PIIηопηкл.р = 5,230,9950,96 = 4,995 кВт


Определение частот вращения валов

nI = nH= 965= 675,5 мин-1

nII1 = nI= 675,5= 337,75 мин-1

nII2 = nI= 675,5= 482,499 мин-1

nIII1 = nII1U = 337,75 мин-1

nIII2 = nII2U = 482,499 мин-1


Определение вращающих моментов

Т = 9550

Тэл = 9550= 9550= 51,103 Hм

TI = 9550= 9550= 75,7 Hм

TII = 9550= 9550= 147,8 ≈ Tmax = 138 Hм


Проектировочный расчёт валов

φ

φ

=

dbI = 110= 32,8 мм

dbII = 110= 38,8 мм

dbIII = 110= 35,09 мм


Итоговая таблица


№ вала

Pi

ni

Ti

dbi

Эл

5,5

965

51,103

38

I

5,36

337,75

75,7

32,830

II

5,23

482,499

147,8

38,80

III

4,995

482,499

138

35,08


Расчёт прямозубой цилиндрической передачи

т.к. у шестерни Z3 наименьшее число зубьев (zmin), то рассчитывать будем её =


Проектировочный расчёт

а) на контактную выносливость

d1H = Kd

Kd = 770 (сталь)

TI = 75,7 Нм

Ψbd = 0,3 – коэффициент ширины зуба

K = 1,07 по таблице 1.5

HB > 350

> 6 (менее жёсткий вал)

Cos β = 1 т.к. прямозубая цилиндрическая передача


далее по таблице 6.5

Ст40х + термическая обработка, закалка в ТВЧ

σНР = 900 МПа

σFP = 230 МПа

σНР = σНРKHL = 9001 = 900МПа

NHO = 8107 циклов

NFO = 4106 циклов

t14=t24=


NHE = 60tчnI = 606103675,5 ≈ 24107 циклов

KHL = = 1

т.к. NHE > NHO, то KHL = 1


dIH = = мм

mH = мм


б) на изгибную выносливость

mF =

Km = 13,8 (сталь, прямозубая)

ТI = 75,7 Hм

Z3 = 24

Ψbd = 0,3

УF3 = Z3 и “Х” = 3,92 (по таблице)

σFp = σFpKFL

KFL = 1

K = 1,15 по таблице 1. 5


Для постоянного режима

NFE = NHE = 24107

т.к. NFE>NF0, то KFL = 1

σFP = 2301 = 230 МПа

mF = 13,82,7мм

mH = 2,55мм mF = 2,7мм

ГОСТ: 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5…

по ГОСТ выбираем 2,75мм


Проверочный расчет прямозубой передачи

а) на контактную выносливость

σН = ZMZHZε σHP

ZM = 192 (сталь-сталь)

ZH = 2,49 (x=0, β=0)

Z

-

ε =

εα = = 1,88-3,2() = 1,68

Z

-

ε = = 0,88

dIII =

b = ψbddI = 0,366 = 19,8 мм (принимаем b=20)

U = 2

FtI =

K = 1 (прямозубая передача)

K = 1,07

KHv =

FHv = δHд0vb

δH = 0,014 (для прямозубой НВ>350 и без модификации)

д0 = 47 (для 7 й степени точности)

vI =

aw =

FHv = 0,014472,3319,8= 213,5 H

KHv = 1+

σH = 1922,490,88МПа

730МПа < 900МПа


Расчет на изгибную выносливость

σF = УFIУεУβ σFP

УFI = 3,92

Уε = 1 (прямозубая)

Уβ = 1 (β=0)

FtI = 2336 H

b = 19,44 мм

m = 2,75 мм

K = 1(прямозубая)

K = 1,15

KFv = 1+

FFv = δF д0vIb

δF = 0,016 (прямые без модификации НВ>350)

FFv = 0,016472,3320= 246 H

KFv = 1+= 1,09

σF = 3,9211= 205 МПа

205 МПа < 230 МПа

SF = = 1,12


Расчёт клиноремённой передачи

Тип ремня Б

Нормального сечения по ГОСТ 1284.1 и по ГОСТ 1284.3


Х
арактеристики и размеры (по таблице 9.13)

в0 = 17 мм

вр = 14 мм

h = 10,5 мм

А1 = 138 мм2

d1min = 125 мм

q = 0,18 кг/м

L = 800…6300 мм

Т1 = 50…150 Hм


Диаметры шкивов

мм – диаметры шкивов на выходе

округляем по табл. 9. 3 до значения 160 мм

dp1=dp2=160 мм


Ф
актическая частота вращения ведомого вала

n2 = 482.499 мин-1


Скорость ремня

V = 4 м/с


Окружная сила

Ft = = 1189 Н


Межосевое расстояние

мм

причём amin max , где

amin = 0,55(d1+d2)+h = 0,55(160+160)+10,5 = 186,5 мм

amax = 2(d1+d2) = 2(160+160) = 640 мм


Длина ремня


L ≈


L ≈ мм

Принимаем стандартную длину ремня по таблице 9.14

L
= 1000 мм

Окончательное межосевое расстояние

, где


λ = L - πdср = 497,6


dср = = 160 мм



= 0


мм


Наименьшее межосевое расстояние

(необходимое для монтажа ремня)

aнаим ≈ a – 0,01L ≈ 238,8 мм


Наибольшее межосевое расстояние

(необходимое для компенсации вытяжки ремня)

aнаиб ≈ a + 0,025L ≈ 273,8 мм


Коэффициент режима
Ср = 1 т.к. токарный станок (по табл. 9.9)

Угол обхвата ремня на малом шкиве


Коэффициент угла обхвата

Са = 1 (по табл. 9.15)


Частота пробегов ремня, С -1
i =
i =
Эквивалентный диаметр ведущего шкива
de = d1Kи , где

=1


=> de = 160 мм


приведённое полезное напряжение

F] = 2,5 МПа


Допускаемое полезное напряжение

F] = [σF]0CaCp = 2,51 = 2,5 МПа


Необходимое число клиновых ремней

Z’ =


Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ремням

Сz = 0,95 (по табл. 9.19)

Число ремней

принимаем Z = 3


Коэффициент режима при односменной работе

Cp’ = 1 (по табл. 9.9)


Рабочий коэффициент тяги

Ψ = 0, 67CaCp’ = 0,6711 = 0,67

Коэффициент m =


Площадь сечения ремней

A = A1Z

A = 1383 = 414 мм


Натяжение от центробежных сил

Fц = 10-3ρAV2 , где

Плотность ремней ρ = 1,25 Г/см3

Fц = 10-31,2541442 = 8,28 Н


Натяжение ветвей при работе

F1 = Ft+Fц

F2 = Ft+Fц

F1 = 1189+8,28 = 1490,13 H

F2 = 1189+8,28 = 301,13 H


Натяжение ветвей в покое

F0 = 0,5(F1+F2)-xFц , где

коэффициент x = 0,2

F0 = 0,5(1490,13+301,13)-0,28,28 = 893,974 H


Силы действующие на валы при работе передачи



Fa = 1774,7 H


Силы действующие на валы в покое

Fa0 = 2F0sin

Fa0 = 2·893,974 ·sin 1787,9 H


Размеры профиля канавок на шкивах

(выбираются по табл. 9.20)

H = 15

B(b) = 4,2

t = 19

f = 12,5

φ = 34°…40°


Наружный диаметр шкивов

de1 = de2 = dp1,2+2b

de1,2 = 168+24,2 = 176,4 мм

Внутренний диаметр шкивов

df1 = df2 = de1,2 –2H

df1,2 = 176,4 - 215 = 146,4 мм


Ширина ремня

B = Zt

B = 319 = 57 мм


Ширина шкива

M = 2f+(Z-1)t

M = 212,5+(3-1)19 = 63 мм





Определение геометрических параметров


di =

dai =