Главная       Продать работу       Заказать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Главная > Тех. дополнения > Конструкторский раздел
Название:
Проектирование и расчет редуктора кромкообрезного станка

Тип: Дипломные работы
Категория: Тех. дополнения
Подкатегория: Конструкторский раздел

Цена:
0 грн



Подробное описание:
  1. 5 Расчет редуктора станка кромкообрезного

 

Необходимо произвести расчет редуктора кромкообрезного станка, кинематическая схема которого представлена на (рис. 5, приложение В).

В качестве зубчатого зацепления целесообразней всего использовать прямозубую цилиндрическую передачу.

 

Кинематическая схема редуктора:

Исходные данные:

 

  1. 5.1 Определение частот вращения

 

Определяем передаточное число редуктора:

 

;

Исходя из условия на проектирования кромкообрезного станка выходное звено редуктора должно иметь частоту вращения в пределах n = 200 – 300 об/мин. Следуя этому условию составляем уравнение:

 

 

 

.

 

Исходя из уравнения, передаточное число редуктора u = 3.

Так как передаточное число редуктора n = 3 небольшое, то проектируем двухступенчатый редуктор.

Далее определяем частоту вращения входного(n1) и выходного(n2) валов редуктора:

,

 

;

 

,

 

.

 

Зная передаточное число редуктора определяем числа зубьев колеса и шестерни:

,

выбираем:

 

Для колеса и шестерни выбираем одну марку стали и одну термообработку:

 

  1. 5.2 Определение диаметра колеса и шестерни

 

Ориентировочное значение диаметра начальной окружности, мм:

 

,

 

где  - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач:  (стр. 363[1]);

 - исходная расчетная нагрузка:

 

,

 

;

 

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:

 (рис.46, стр. 365[1]);

параметр  определяется:

 

 

;

 

 - допускаемое контактное напряжение:

 

,

 

 - предел контактной выносливости поверхностей зубьев:

 

,

 

 (табл. 95, стр.373[1]);

 

 - коэффициент безопасности; для зубчатых передач однорядной структуры материала:

 = 1,1 (табл. 95, стр. 373[1]);

 - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев:

для Rа = 2,5,  = 0,95 (табл. 95, стр. 373[1]);

 - коэффициент, учитывающий окружную скорость:  = 1 (табл. 95, стр. 374[1]);

 = коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса: = 1 (табл. 95, стр. 374[1]);

 = коэффициент долговечности;

 

 

,

 

 - базовое число циклов перемены напряжений;

 (рис. 48, стр. 365[1]);

 

 - эквивалентное число циклов перемены напряжений

 

 (рис. 50, стр. 366[1]);

 

Если >, то  = 1;

 

;

 

 мм.

 

  1. 5.3 Определение значения модуля

 

,

 

;

 

 

Уточняем значение модуля:

 

;

 

где  - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач:  = 14 (стр. 371[1]);

 - исходная расчетная нагрузка:

 = 23,9 Нм;

 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца:при  = 0,3;  = 1,02 (рис. 58, стр. 368[1]);

 - коэффициент, учитывающий форму зуба:

 = 4,08 (рис. 59, стр. 369[1]);

 = допускаемое изгибное напряжение;

;

 - базовый предел выносливости зубьев (табл. 102, стр. 380[1]);

;

 

;

 

 - коэффициент долговечности:  = 1 (табл. 99, стр. 377[1]);

 

.

 

,

 

Принимаем по ГОСТ9563-60 m = 3мм.

Уточняем значение диаметра начальной окружности:

 

,

 

.

 

  1. 5.4 Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей

 

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления:

 

,

 

где  - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

 = 1,76 (рис. 43, стр. 364[1]);

 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжения зубчатых колес:

для стальных  = 86,9 (табл. 90, стр.357[1]);

 

 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий при коэффициенте торцевого перекрытия :

 = 0,98 ( рис. 44, стр. 364[1]);

 - удельная расчетная окружная сила:

 

,

 

 - исходная расчетная окружная сила:

 

;

 

;

 

 - ширина венца:

,

 

;

Принимаем  = 40мм;

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

для прямозубых передач  = 1;

 

 

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:

 = 1,04 (рис. 46, стр. 365[1]);

 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

,

 - динамическая добавка:

 

,

 

 - удельная окружная динамическая сила,

,

 - коэффициент, учитывающий влияния появлений погрешностей зацепления на динамическую нагрузку:

 = 0,006 (табл. 93, стр. 372[1]);

 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса:

при модуле m = 3 и степени точности 8  = 5,6;

 - окружная скорость:

;

 

 

 

;

 

 - межосевое расстояние:

,

;

 =0,16 кгс/мм = 1,6 Н/мм;

 

;

 

;

 

;

 

 = 106 МПа.

 

Сопоставление расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления  = 106 Мпа и допускаемого контактного напряжения  = 700 МПа которое больше (<), следовательно, условие прочности выполняется.

 

 

  1. 5.5 Расчет на выносливость зубьев при изгибе

 

;

 

где  - коэффициент, учитывающий форму зуба:

 = 4,08 (рис. 59, стр. 369[1]);

 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

 = 1 (табл. 98, стр. 376[1]);

 - коэффициент, учитывающий наклон зуба для прямозубых колес:  = 1;

 - удельная расчетная окружная сила:

 

,

 

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

 = 1 (табл. 91, стр. 361[1]);

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:

 = 1,05 (рис. 58, стр. 368[1]);

 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

 

 

 

,

 

 - удельная окружная динамическая сила:

;

 

;

 

;

 

.

 

Допускаемое напряжение изгиба зубьев:

 

,

 

где  - предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов:

,

 - предел изломкой выносливости зубьев:

;

 

 

 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев шестерен:

 = 1 (для шлифованных);

 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузок:

 = 1 - при двустороннем приложении нагрузок (табл.91, стр. 362[1]);

 - коэффициент долговечности для шестерен:

 = 1 (табл. 99, стр. 377[1]);

 

;

 

 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности:

 = 1 (табл. 91, стр. 363[1]);

 - коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрациям напряжений:

 = 1 (рис. 60 стр. 369[1]);

 - коэффициент безопасности для шестерен:

,

 - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи для шестерен:

 = 1,75 (табл. 102, стр. 380[1]);

 

 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для штамповки:

 = 1;     

 

.

 

Таким образом <, значит, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99%.

 

  1. 5.6 Определение параметров зубчатой передачи

 

Определяем параметры зубчатой передачи.

;

,

;

межосевое расстояние: ,

;

;

,

;

;

,

,

где С радиальный зазор;

 

  1. 5.7 Расчет подшипников редуктора

 

Рассчитываем силы действующие на вал:

 

,

 

 

 

;

 

,

 

.

 

Определяем окружную силу:

 

;

 

.

 

Определяем радиальную силу:

 

;

 

.

 

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

 

,

 

где X – коэффициент радиальной нагрузки:

X = 0,45;

Y – коэффициент осевой нагрузки:

Y = 1,46, (табл. 52, стр. 77[1]);

 - коэффициент безопасности:

 = 1,2 (табл. 56, стр. 79[1]);

 - коэффициент, учитывающий температуру работы подшипника:

 = 1 (табл. 57, стр. 79[1]);

 - коэффициент вращения:

 = 1, при внутреннем кольце вращения по отношению к нагрузке (стр. 60[1]);

 

.

 

Определяем величины динамической грузоподъемности по приближенной величине нагрузки:

 

,

 

где  - коэффициент динамического нагружения, учитывающий безопасность и надежность работы механизма:

 = 4,5 (табл. 69, стр. 90[1]);

 - коэффициент частоты вращения:

 = 0,382 (табл. 65, стр. 86[1]);

 

 

.

 

Согласно динамической грузоподъемности С = 1836,5 кгс.

Выбираем радиальный однорядный подшипник легкой серии типа 60208 ГОСТ7242-70 с размерами d × D × B = 40 × 80 × 18.

Определяем долговечность работы подшипника по формуле:

 

,

 

р – показатель степени для шариковых подшипников:

р = 3 (стр. 82[1]);

 

.

 

Долговечность работы выбранного подшипника составляет 45416 часов.

 

  1. 5.7 Расчет цилиндрической шпонки

 

Данная шпонка фиксирует кольцо, устанавливаемое на вал и втулку, установленную в отверстие зубчатого колеса. Схема представлена на(рис. 6, приложение В).

Диаметральное сечение проверяют на срез, боковую поверхность на смятие.

 

Условие прочности диаметрального сечения на срез:

 

, где

 

d = 46 мм;

d1 = 12мм;

l = 84мм;

;

для стали 45  = 353МПа;

 

;

 

.

 

Условие прочности боковой поверхности на смятие:

 

,

 

 - допускаемое напряжение на смятие шпонки:

;

 

 

.

 

При выполнении данных условий шпонка обеспечивает надежную работу соединения.




Комментарий:

Конструкторский раздел отличный!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы