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

Расчет и проектирование коробки скоростей к операционному токарному станку

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

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 =

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Похожие рефераты: