Гидроцилиндр двойного действия + спецификация

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9174

Гидроцилиндр двойного действия + спецификация

Проектирование и расчет редуктора кромкообрезного станка

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9173

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:
• электродвигатель АИР80ВЧУ3;
• мощность N = 1,5 кВт;
• число оборотов электродвигателя n = 1500 об/мин;
• диаметр меньшего шкива D1 = 90;
• диаметр меньшего шкива D2 = 225мм;
• передаточное число ременной передачи u1 = 2,5.

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:
• z1 = 20;
• z2 = 60.

Для колеса и шестерни выбираем одну марку стали и одну термообработку:
• сталь 45 ГОСТ1050-90;
• закалка ТВЧ поверхностная 32…38 HRCэ.

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.
• число зубьев шестерни: Z1 = 20;
• число зубьев колеса: Z2 = 60;
• модуль: m = 3мм;
• угол профиля зуба: α = 20º
• делительный диаметр: ,
;
,
;
межосевое расстояние: ,
;
• диаметр вершин зубьев: ,
;
,
;
• диаметр впадин: ,
;
,
,
где С радиальный зазор;
• постоянная хорда: ;
• высота до постоянной хорды: .

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 – диаметр детали:
d = 46 мм;
• d1 - диаметр шпонки:
d1 = 12мм;
• l – длина шпонки:
l = 84мм;
• - допускаемое напряжение на срез, :
;
• - предел текучести при растяжении:
для стали 45 = 353МПа;

;

.

Условие прочности боковой поверхности на смятие:

,

- допускаемое напряжение на смятие шпонки:
;


.

При выполнении данных условий шпонка обеспечивает надежную работу соединения.

Кромкообрезной станок

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9172

Кромкообрезной станок

Токарно-багатошпиндельні автомати та їх призначення

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9171

Металорізальні верстати – це саме те обладнання без якого не може обій-тися жоден завод чи фірма, що виготовляють продукцію, яка підлягає механічній обробці і не тільки.
Призначення металорізальних верстатів:
- Виробництво механізмів і машин(деталей);
- Виробництво інструментів та їх обслуговування;
- Виробництво приладів та ін..
Ми живемо в постійно прогресуючому світі. Розвиток обчислювальної техніки дає можливість використовувати більш потужні верстати, які із заготовки, в процесі роботи станка виготовляють готову деталь. Ефективна розробка верстатів,проектування та впровадження науково технічного прогресу дає широке коло можливостей використання.
Комплексна механізація і автоматизація процесів виробництва метало-різальних верстатів забезпечуються широко розвиненою спеціалізацією ви-робництва.
Кількість і якість станків характеризує один з пунктів потужності дер-жави, тому завдання держави є постійне удосконалення існуючого обладнан-ня та виробництво нового з використанням обчислювальної техніки. Підтри-муючи таку політику можливо отримати високопродуктивні верстати.
Автоматизація виробничих процесів має важливе значення на сучасному етапі розвитку машинобудування при становленні ринкових стосунків. Основою ви-робничих процесів являється автоматизовані технологічні процеси механічної обробки і зборки, які забезпечують високу виробничість і необхідну якість виробів, що виготовляються.
Сучасне машинобудування повинне розвиватися у напрямі автоматизації виробництва з широким використанням ЕОМ і роботів, впровадження гнучких технологій, що дозволяють швидко і ефективно перебудовувати технологічні процеси виготовлення нових виробів. Автоматизація проектування технології і управління виробничими процесами - один з основних шляхів інтенсифікації виробництва, підвищення його ефективності і якості продукції.
Характерною ознакою сучасного виробництва є частота, змінюваність виробів. При цьому вимоги до виробництва в умовах мілко- і середньосерійного виробництва значно зростають. Протиріччя вимог мобільності і виробничості знаходять дозвіл в створенні гнучких виробничих систем (ГВС). Висока ефективність виробництва досягається раціональним поєднанням устаткування, організацією транспортних операцій і управління ГВС. Росте випуск верстатів з ЧПУ і роботів, особливо із СМС - управлінням.
Найбільш висока ефективність заходів щодо автоматизації виробничих процесів властива підприємствам, характеризуючись великою серійністю виробів, що випускаються, високою надійністю автоматизованих процесів, мінімальною частотою і тривалістю переналадок, мінімальними додатковими витратами на автоматизоване устаткування, з великим досвідом автоматизації.

Удосконалення ремонту рамних конструкцій засобів транспорту

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9170

У дисертаційній роботі розв’язано актуальну науково-технічну задачу збільшення терміну експлуатації рам засобів транспорту за рахунок вдосконалення технології їх ремонту та відновлення. Теоретичними і експериментальними дослідженнями отримані такі наукові результати:
1. Для виявлення розташування та розмірів ділянок рам автотранспорту, з напруженнями, що можуть викликати появу тріщин, доцільно використовувати метод кінцево-елементного аналізу. Встановлено, що об’єм матеріалу деталей, в яких виникають такі напруження, становить біля 12–14% від об’єму металу усієї конструкції рами.
2. На основі проведеного комплексного аналізу типової конструкції, доведено можливість та доцільність ремонту рамних конструкцій транспортних засобів, пошкоджених наскрізними поперечними тріщинами.
3. Розроблено моделі у середовищі програм кінцево-елементного аналізу, що дають можливість чітко визначати найбільш раціональні параметри підсилюючих елементів. Для рамних конструкцій з лонжеронами швелерного типу доцільними є накладки у формі трапеції, які, по можливості, дублюються, причому обидві мають однакову конфігурацію, а розміри відрізняються на величину, що залежить від параметрів зон термічного впливу.
4. Експериментально та в середовищі програм кінцево-елементного аналізу досліджено теплові процеси ремонту рами та їх вплив на поточні напруження та деформації. Наведена методика мінімізації напружень та деформацій на етапах розробки технологічного процесу ремонтного зварювання. При проведенні перевірки адекватності результатів дослідження похибка складає менше 5%.
5. З використанням розробленої моделі у середовищі програм кінцево- елементного аналізу встановлено, що відстань між зварними швами накладок, що дублюються з обох сторін пошкодженої тріщинами деталі

металоконструкції, повинна визначатись в залежності від режимів зварювання та параметрів рамних конструкцій транспортних засобів. Для дослідженої конструкції лонжерона рами з товщиною 8 мм рекомендується накладати паралельні шви на відстані 20 мм.
6. Дослідження теплових процесів встановлення накладок на ушкоджених ділянках рами показало концентрацію напружень біля гострих кутів елементів підсилення. Встановлено, що найбільш ефективними з точки зору формування напружень та досягнення максимальної надійності є накладки із округленням гострих кутів. Для досліджуваної конструкції необхідний радіус округлення становить 15-20 мм.
7. Використання методики мінімізації напружень та деформацій на етапах розробки технологічного процесу ремонтного зварювання, що передбачає приварювання накладок короткими швами у шаховому порядку, забезпечило зниження на 15% поточних напружень і на 12% деформацій.
8. Встановлено різний вплив техніки виконання швів, зокрема просторового положення електрода під час приварювання елементів підсилення, на НДС рами в залежності від її профілю. Для рам з П-подібним профілем зменшення напружень та деформацій забезпечує зварювання з кутом нахилу електроду біля 60˚.
9. Доведено можливість та доцільність поєднання процесів зварювання та паяння за рахунок тепла, що виділяється в процесі горіння дуги. Застосування такого зварювання з використанням припоїв на основі міді для проведення ремонту поперечних тріщин рам транспортної техніки, шляхом встановлення підсилюючих накладок, підвищує напрацювання конструкції на 15-20%.
10. Відновлювання та зміцнення рам шляхом використання зварювання з одночасним паянням за рахунок тепла процесу зварювання з використанням припоїв на основі міді окрім підвищення характеристик міцності такого з єднання забезпечує корозійний захист зони термічного впливу.

Розташування малогабаритної стружкодробарки у похилому піддоні верстату

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9169

Розташування малогабаритної стружкодробарки
у похилому піддоні верстату

Схема автоматизованого транспортування стружки з дільниці

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9168

Схема автоматизованого транспортування стружки з дільниці