Привод к операционному токарному станку
Введение
Машиностроительный сектор без преувеличения называют основой
промышленного производства любой страны. Возможность его стабильного развития
для экономики определяется тем фактором, что на протяжении нескольких столетий
сектор остаётся единственным поставщиком капитальных ресурсов на предприятия
прочих отраслей. Машиностроение обеспечивает любое производство машинами и
оборудованием, а население - предметами потребления. Сегодня невозможно
представить себе сферу человеческой жизни, в которой тем или иным образом не
использовалась бы продукция отраслей машиностроения. От степени развитости
машиностроения, в конечном итоге, зависит устойчивость и эффективность развития
других секторов и всей экономики в целом.
Дисциплина «Детали машин» знакомит с основами машиностроения.
Главной задачей дисциплины «Детали машин» является подготовка будущих
инженеров-механиков к конструкторскому творчеству, повышение их технического
мастерства, освоение процесса создания оптимального варианта машины в
документах (главным образом в чертежах) на основе теоретических расчетов,
конструкторского, технологического и эксплуатационного опыта.
Целью данной работы является разработка рационального и технологичного
привода к операционному токарному станку. Чья конструкция имела бы наибольшую
экономическую эффективность и максимально соответствовала заданным техническим
параметрам.
1 Кинематический расчёт привода
.1 Выбор электродвигателя
Дано:
- минимальная частота вращения выходного вала;
кВт -
мощность на выходном валу;
-
знаменатель геометрического ряда оборотов;
=
20000час - срок службы привода.
Определяем
коэффициент полезного действия привода:
где
- КПД ременной передачи;
- КПД
муфты;
- КПД
зубчатой передачи;
- КПД
подшипников (табл.1.1 [1]).
Определяем
потребляемую мощность на входе
Определяем
частоты вращения выходного вала
Определяем общие передаточные отношения привода
Предварительно примем
; 
Найдем примерную частоту вращения входного вала
Из каталога (табл.1.2 [1]) выбираем электродвигатель 112М с
характеристиками
.2 Кинематический расчёт привода
Определяем общие передаточные отношения
Уточняем передаточное отношение отдельных ступеней:
Примем 
=2; 
По стандартному ряду (ГОСТ 2144-76) находим наиболее близкие передаточные
отношения
Определяем действительные общие передаточные отношения
Подбираем числа зубьев зубчатых колес, учитывая условие соосности
Получившиеся числа зубьев колес сведем в таблицу1.1:
Таблица1.1 - число зубьев колес
|
Номер колеса
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
|
Количество зубьев
|
25
|
50
|
31
|
44
|
26
|
58
|
40
|
44
|
Определяем действительные частоты вращения выходного вала
Процент ошибки
Определяем крутящие моменты, угловые скорости и частоты вращения не
валах:
. На валу электродвигателя
2. На I валу
3. На II валу
4. На выходном валу
Полученные результаты приведены в таблице1.2:
Таблица1.2 - Кинематический расчет коробки скоростей
|
Вал
|
n, 
|
𝜔, 
|
 ,Н*м
|
|
Вал электродвигателя
|
2850
|
298,3
|
25,1
|
|
Входной (I)
|
1425
|
149,2
|
47,3
|
|
Промежуточный (II-1)
|
712,5
|
74,6
|
89,8
|
|
Промежуточный (II-2)
|
1004
|
105,1
|
63,8
|
|
Выходной (III-1)
|
319,4
|
33,4
|
186,5
|
|
Выходной (III-2)
|
450,1
|
47,1
|
132,7
|
|
Выходной (III-3)
|
647,7
|
67,8
|
91,9
|
|
Выходной (III-4)
|
912,7
|
95,6
|
65,4
|
. Расчёт передач
2.1 Расчёт зубчатых передач
.1.1 Расчёт тихоходной ступени
Проектировочный расчет зацепления 5-6.
Расчету подлежит шестерня с меньшим числом зубьев.
Исходные данные
;
минимальная частота вращения на втором валу 
;
максимальный момент на втором валу, 
;
U -
передаточное число для зацепления 5-6, 
.
Определяем диаметр зубчатого колеса
Где: М - максимальный момент на втором валу, М
;
отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни 
(табл. 3.8 [1]);
вспомогательный коэффициент для зацепления «сталь-сталь» 
(табл. 3.7 [1]).
Зубчатые колеса будем изготавливать из стали марки Сталь 40Х; вид
термообработки - закалка (табл. 2.1 [1]).
Для этой стали: 
; 
; HB 480..520;
допускаемые напряжения при базовом числе циклов 
; 
, так как нагрузка нереверсивная.
Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений
Определяем коэффициент долговечности
Определяем допускаемое контактное напряжение
Определяем модуль колеса 5
Из стандартного ряда берем значение модуля 
(ГОСТ 9563-60 табл. 3.9 [1]).
Определяем геометрические параметры колес.
Делительный диаметр колеса
Диаметр выступов колеса
Диаметр впадин колеса
Ширина колеса
Полученные значения занесены в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 - геометрические параметры зубчатых колес
|
Номер колеса
|
Делительный диаметр, мм
|
Диаметр выступов, мм
|
Диаметр впадин, мм
|
Ширина колеса, мм
|
|
5
|
104
|
112
|
94
|
20,8
|
|
6
|
232
|
240
|
222
|
46,4
|
|
7
|
160
|
168
|
150
|
32
|
|
8
|
176
|
184
|
166
|
35,2
|
Среднее значение ширины колеса 
Проверочный расчет зацепления 5-6.
Рассчитываем зацепление 5-6, так как на нем передаточное отношение
больше, чем на зацеплении 7-8.
Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, при
нулевом смещении контура и нулевом угле наклона линии зуба 
(табл. 3.12 [1]).
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов, при зацеплении
«сталь-сталь» 
(табл. 3.7
[1])
Определяем коэффициент торцевого перекрытия
Определяем коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Определяем исходную расчетную окружную силу
Определяем окружную скорость
Определяем межосевое расстояние между колесами 5 и 6
Определяем удельную окружную динамическую силу
где 
014 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи
и модификации профиля головок зубьев (табл. 3.14 [1]);
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и
колеса, принимаем равным 
(табл. 3.15
[1]).
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в
зацеплении
где 
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями (табл. 3.13);
- коэффициент, который зависит от твердости материала, из
которого изготовляется колесо (табл. 3.8 [1]).
Определяем удельную расчетную окружную силу
Условие выполняется.
Расчет на изгибную выносливость зубьев.
Расчет ведем по колесу 
Коэффициент, учитывающий число зубьев и смещение колеса, принимаем 
(табл. 3.10 [1]);
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимаем 
;
Коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых передач 
;
Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений
Определяем коэффициент долговечности при расчете на выносливость по
изгибу
Определяем допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев по
изгибу
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями 
;
коэффициент 
(табл. 3.8 [1]);
коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля
зубьев 
.
Определяем удельную окружную динамическую силу
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в
зацеплении при расчете зуба на изгиб
Определяем удельную расчетную окружную силу
Проверяем условие
Условие выполняется.
.1.2 Расчёт быстроходной ступени
Проектировочный расчет зацепления 1-2. Расчету подлежит шестерня с
меньшим числом зубьев.
Исходные данные:
;
минимальная частота вращения на первом валу 
;
максимальный момент на первом валу, M
;
U -
передаточное число для зацепления 1-2, 
.
Определяем диаметр зубчатого колеса
Здесь: M - максимальный момент на втором
валу, M
;
отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни 
(табл. 3.8 [1]);
вспомогательный коэффициент для зацепления «сталь-сталь» 
(табл. 3.9 [1]).
Зубчатые колеса будем изготавливать из стали марки Сталь 40Х; вид
термообработки - закалка (табл. 2.1 [1]).
Для этой стали
; ; HB 480..520
допускаемые напряжения при базовом числе циклов ; , так как нагрузка нереверсивная.
Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений
Определяем коэффициент долговечности
Определяем допускаемое контактное напряжение
Определяем модуль колеса 1
Из стандартного ряда берем значение модуля 
(ГОСТ 9563-60 табл. 3.9 [1]).
Определяем геометрические параметры колес.
Делительный диаметр колеса
Диаметр выступов колеса
Диаметр впадин колеса
Ширина колеса
Полученные значения занесены в таблицу 2.2.
Таблица 2.2 - геометрические параметры зубчатых колес
|
Номер колеса
|
Делительный диаметр, мм
|
Диаметр выступов, мм
|
Диаметр впадин, мм
|
Ширина колеса, мм
|
|
1
|
75
|
81
|
67,5
|
15
|
|
2
|
150
|
156
|
142,5
|
30
|
|
3
|
93
|
99
|
85,5
|
18,6
|
|
4
|
132
|
138
|
124,5
|
26,4
|
Среднее значение ширины колеса 
Проверочный расчет зацепления 1-2.
Рассчитываем зацепление 1-2, так как на нем передаточное отношение
больше, чем на зацеплении 3-4.
Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, при
нулевом смещении контура и нулевом угле наклона линии зуба 
(табл. 3.12 [1]).
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов, при зацеплении
«сталь-сталь» (табл. 3.7 [1])
Определяем коэффициент торцевого перекрытия
Определяем коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Определяем исходную расчетную окружную силу
Определяем окружную скорость
Определяем межосевое расстояние между колесами 5 и 6
Определяем удельную окружную динамическую силу
где 014 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи
и модификации профиля головок зубьев (табл. 3.14 [1]);
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и
колеса, принимаем равным 
(табл. 3.15
[1]).
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в
зацеплении
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями (табл. 3.13 [1]);
- коэффициент, который зависит от твердости материала, из
которого изготовляется колесо (табл. 3.8 [1]).
Определяем удельную расчетную окружную силу
Условие выполняется.
Расчет на изгибную выносливость зубьев.
Расчет ведем по колесу 
Коэффициент, учитывающий число зубьев и смещение колеса, принимаем 
(табл. 3.10 [1])
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимаем
Коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых передач
Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений:
Определяем коэффициент долговечности при расчете на выносливость по
изгибу
Определяем допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев по
изгибу
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
Коэффициент 
(табл. 3.8 [1])
Коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля
зубьев
Определяем удельную окружную динамическую силу
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в
зацеплении при расчете зуба на изгиб:
Определяем удельную расчетную окружную силу
Проверяем условие
Условие выполняется.
2.2 Расчёт передачи поликлиновым ремнём
Исходные данные:
- передаточное отношение ременной передачи;
- крутящий момент на входном валу коробки скоростей;
передаваемая мощность - 7,5 кВт;
частота вращения ведущего шкива - 2850 
.
Клиноременная передача в данном варианте коробки передач является связью
между валом электродвигателя и входным валом коробки. Так как на быстроходном
валу крутящий момент 
, выбираем ремень профиля К (табл. 6.12 [1]).
Размеры сечения профиля: e 
; 
; 
; 
; 
.
Диаметр меньшего шкива 
, но так как у нас нет ограничений в габаритах, для повышения
долговечности передачи возьмем 
(ГОСТ 17383-73).
Диаметр большего шкива
где 𝜉 - коэффициент скольжения ремня =0,01.
Стандартный диаметр по ГОСТ 17383-73 
.
Фактическое передаточное число
Скорость ремня
Частота вращения ведомого вала
Межосевое
расстояние, согласно рекомендациям a/dp2=1,2
:
Расчетная
длина ремня
токарный
станок вал подшипник привод
Стандартная длина ремня L=1000
мм (ГОСТ 1284-68).
Уточняем действительное межосевое расстояние
Минимальное расстояние для удобства монтажа и снятия ремней
Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания
ремня при вытяжке
Угол обхвата на меньшем шкиве
Исходная длина ремня 
, относительная длина
Коэффициент длины 
(табл. 6.18 [1])
Исходная мощность при и 
выбираем 
(табл. 6.16 [1])
Коэффициент угла обхвата 
(табл. 6.17 [1])
Поправка к крутящему моменту на передаточное число 
Поправка к мощности
Коэффициент режима работы при указанной нагрузке 
Допускаемая мощность на один ремень:
Число рёбер поликлинового ремня
Принимаем 
.
Сила начального натяжения одного клинового ремня
где 
- плотность ремня (табл. 6.12 [1]).
Усилие, действующее на валы передачи
Размеры обода шкивов: 
Наружные диаметры шкивов:
Ширина обода шкивов:
3. Расчет валов
Расчет ведем по [4]
.1 Предварительный расчет валов и подбор подшипников
Определяется предварительный диаметр вала расчета на чистое кручение по
пониженным допускаемым касательным напряжениям
Где
- крутящий момент, передаваемый валом, Н* мм;
-
допускаемое напряжение на кручение.
= 12…20
МПа [4], принимается = 16 МПа для расчета всех валов.
Рассчитывается
диаметр входного вала
Диаметр входного конца вала,
с учетом размеров муфты, принимаетсяв1 = 30 мм; конструктивно
диаметры под подшипники принимаются dп1 = 30мм; диаметр под блоком
шестерней dш = 38 мм,
обусловлен наличием шлицев средней серии Dш = 38 мм, d=32 мм, Z=8, b=6
мм.
Предварительно выбираются
шарикоподшипники радиальные однорядные лёгкой серии 207.
Рассчитывается диаметр
промежуточного вала:
Конструктивно
диаметры под подшипники принимаются dп2 = 35 мм; диаметры под
ступицы dк2 = 40 мм. Диаметр под блоком шестерней dш = 40 мм, обусловлен наличием шлицев лёгкой серии Dш = 40 мм, d=36 мм, Z=8, b=7
мм.
Предварительно выбираются шарикоподшипники радиальные однорядные средней
серии 307. Под конструкцию зубчатого колеса №7 выбираются радиальные однорядные
шарикоподшипники легкой серии 106.
Рассчитывается диаметр выходного вала
Конструктивно
диаметр выходного конца вала принимается dв3 = 40 мм, диаметр под
уплотнения dу3 = 42 мм, диаметр под подшипниками dп3 = 45
мм; диаметр под ступицы dк3 = 50 мм.
Предварительно выбираются шарикоподшипники радиальные однорядные средней
серии 309 по ГОСТ 8338-75.
Значения диаметров валов сведены в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - значения диаметров валов
|
Вал
|
Диаметр выходного конца
вала, мм
|
Диаметр под уплотнение, мм
|
Диметр под подшипники, мм
|
Диаметр под ступицу, мм
|
Номер подшипников средней
(легкой) серии
|
|
Входной
|
-
|
-
|
35
|
38
|
207
|
|
Промежуточный
|
-
|
-
|
35
|
40
|
307 (106)
|
|
Выходной
|
40
|
43
|
45
|
50
|
309
|
Характеристики шариковых радиальных подшипников по ГОСТ 8338-75 приведены
в таблице 3.2 [3].
Таблица 3.2 - характеристики шариковых радиальных подшипников
|
Серия
|
Наружный диаметр, мм
|
Внутренний диаметр, мм
|
Ширина мм
|
Динамическая
грузоподъёмность, кН
|
Статическая
грузоподъемность, кН
|
|
107
|
62
|
35
|
14
|
15,9
|
8,5
|
|
207
|
72
|
35
|
17
|
25,5
|
13,7
|
|
307
|
80
|
35
|
21
|
33,2
|
18,0
|
|
309
|
100
|
45
|
25
|
52,7
|
22,4
|
.2 Уточненный расчет валов
Для каждого из валов составляются схемы нагружения и строятся эпюры
изгибающих и крутящих моментов.
Силы, действующие в зубчатых зацеплениях, изображены на рисунке 1.
Рисунок 1 - Силы, действующие в зубчатых зацеплениях
Рассматривается входной вал коробки скоростей.
Силы, действующие на вал:
-
окружная сила, = 1261,3 Н;
-
радиальная сила, = 
;
- усилие
от ременной передачи, 
, так как консольная нагрузка на вал отсутствует
благодаря используемой конструкции шкива с муфтой (нагрузку от ременной
передачи воспринимает стакан, закрепленный в корпусе коробки передач).
Определяются реакции в опорах:
а) моменты сил, действующих на вал, относительно опор А и В в плоскости
ХОZ
Проверка
б)
в плоскости YOZ
Проверка
Суммарные
реакции
Определяются
изгибающие моменты
а)
в горизонтальной плоскости: 
б)
в вертикальной плоскости: 
в)
суммарные моменты: 
Крутящий
момент 
Рисунок 2 - Эпюры нагружения входного вала
.3 Расчет опасного сечения
После того как построены эпюры изгибающих и крутящих моментов, выбирается
материал вала. Принимается материал валов - сталь 45 с наличием т/о - закалкой
ТВЧ, механические характеристики которой приведены в таблице 3.3.1.
Таблица 3.3.1 - Механические свойства стали 45
|
Марка стали
|
Твердость НВ
|
Механические
характеристики, МПа
|
|
|
sB
|
sT
|
tT
|
s-1
|
t-1
|
|
Сталь 45
|
490
|
883
|
638
|
383
|
432
|
255
|
Далее производится расчет вала на усталостную прочность. Он сводится к
определению расчетного коэффициента запаса прочности для предположительно
опасных сечений вала и сравнению его с допускаемым значением [n], принимаемым
обычно 1,8.
Суммарные изгибающие моменты в предполагаемых опасных сечениях равны
Крутящий
момент, передаваемый валом
Рисунок
3 - Опасное сечение
Концентрация
напряжений в сечении I-I обусловлена шлицевым валом
где:
и 
-
коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по
зависимостям
где:
и 
-
амплитуды напряжений цикла;
и 
- средние напряжения цикла;
и 
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
В
расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному
циклу: 
и 
,
касательные напряжения по отнулевому циклу: 
.
где:
- изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*мм;
- осевой
момент сопротивления сечения вала, мм 3;
ξ
- для средней серии ξ =
1,14…1,27. Принимаем ξ = 1,2 (стр. 15[4]);- внутренний диаметр шлицевого вала, мм
, где:
где
-
полярный момент сопротивления сечения вала, мм 3.
где:
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений ;
-
коэффициент упрочнения;
-
масштабный фактор.
Принимаем:
(табл.4[4]);
(табл.6[4]);
(табл.8[4]).
где:
- эффективный коэффициент концентрации напряжений;
-
масштабный фактор.
Принимаем:
(табл.4[4]);
(табл.8[4]).
Влияние ассиметрии цикла на изменение t обычно незначительно
; 
. Тогда:
Уточненный
расчет оставшихся валов выполнен на ЭВМ и представлен в приложении Б.
Уточненный
расчет подшипников
Расчет
ведем по [5]
Проверочный
расчет подшипников проводится на долговечность.
Рассматриваются
подшипники на входном валу:
;
;
;
;
;
;
;
;
где:
- частота вращения входного вала, об/мин;
, 
-
радиальные нагрузки, действующие на правый и левый подшипник соответственно, Н;
- осевая
нагрузка, Н;
- необходимый ресурс работы, ч;
-
коэффициент вращения;
- температурный коэффициент;
- коэффициент безопасности (табл.2);
-
коэффициент надежности;
- обобщенный
коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
(табл.1).
Характеристики
выбранного подшипника представлены в таблице 4.1.
Таблица
4.1 - Характеристики подшипника:
|
Тип
|
207
|
|
Динамическая
грузоподъемность,  25500 Н
|
|
|
Статическая
грузоподъемность,  13700 Н
|
|
|
Внутренний диаметр
подшипника, d
|
35 мм
|
|
Наружный диаметр
подшипника, D
|
72 мм
|
|
Ширина подшипника, В
|
17 мм
|
а) определяется эквивалентная нагрузка:
где:
Х - коэффициент радиальной динамической нагрузки;
у
- коэффициент осевой динамической нагрузки.
Принимаем:
=
0,56 (табл.3);
у
= 2,37 (табл.4)
б) определяется ресурс принятого подшипника:
млн.об.
По
результатам расчетов выбранный подшипник удовлетворяет заявленным требованиям.
Результаты
расчетов подшипников для промежуточного и выходного валов выполнены на ЭВМ и
приведены в приложении Б.
.
Подбор шпонок
Расчет
ведем по [7]
.1
Предварительный подбор шпонок
Предварительный подбор размеров шпонок осуществляется
в зависимости от диаметра вала. Выбираются призматические шпонки по ГОСТ
23360-78, размеры которых приведены в таблице 5.1.
Таблица 5.1 - Размеры шпонок и пазов:
|
Вал
|
Номер шпонки
|
Размеры
|
Глубина паза
|
Длина
|
|
|
b
|
h
|
вала t1
|
втулки t2
|
l
|
|
Промежуточный
|
1
|
12
|
8
|
5
|
3,3
|
102
|
|
Выходной
|
2
|
14
|
9
|
5,5
|
3,8
|
99
|
|
3
|
9
|
5,5
|
3,8
|
74
|
.2 Расчет шпонок
Выбираем материал для шпонок Сталь 45 улучшенную до HB
230.
Проверка шпонок ведется по наиболее нагруженным зацеплениям на смятие и
срез рабочих поверхностей
где:
[sсм] -
допускаемое напряжение смятия, [sсм]=100 Н/мм 2 ,
Где :[τср] - допускаемое напряжение среза, [τср]=60 Н/мм2,
а) для шпонки №1:
;
.
б) для шпонки №2:
;
.
в) для шпонки №3:
;
.
. Подбор муфт
Для передачи крутящего момента от электродвигателя на входной вал
посредством клиноременной передачи используется фрикционная муфта сухого
трения. Ее выбираем по отношению мощности, передаваемой на входной вал, и
частоты вращения, передаваемой через ременную передачу.
Определяем частоту вращения на входном валу
Определяем мощность на входном валу
В
соответствии с полученным отношением выбирается муфта №1(табл.16.3 [2]). Для
данной муфты диаметр вала под муфтой 
.
Муфта
для выходного вала подбирается по крутящему моменту (Т = 186,5 Нм) и его
диаметру (d = 40мм). Наиболее подходят упругие муфты, так как они обладают
способностью снижать динамические нагрузки и предотвращать опасные колебания.
Кроме того, упругие муфты допускают некоторую компенсацию неточностей взаимного
расположения валов.
Выбирается
муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 14085-68 с характеристиками:
крутящий
момент Т = 250 Н×м;
отверстие
d = 40 мм.
7 Конструктивные размеры корпусных деталей
Расчет приводится по [2]
. Определяется толщина нагруженных стенок, мм:
где
- максимальное межосевое расстояние, мм
2. Ширина отбортовки, мм:
.
Высота отбортовки, мм:
.
Прилив под винты, мм:
где d1
- диаметр винтов крышки, мм:
5. Определяется толщина стенок крышки, мм:
.
Определяется высота крышки, мм
. Обоснование выбора системы смазки
Для смазывания деталей привода используется картерная смазка. Эта система
не требует специальных устройств и является весьма надежной. Данный способ
применяется при окружных скоростях более 2 м/с. Зубчатые колеса погружаются в
масло на глубину от 2 до 5 модулей. Определяются окружные скорости зубчатых
колес
где d
- делительный диаметр зубчатого колеса, мм;- частота вращения вала колеса,
об/мин.
При
данной окружной скорости и контактных напряжениях σв = 450
МПа необходимо использовать масло с кинематической вязкостью 50∙10-6
м2/с (таблица 10.8, [6]). По таблице 10.10 выбирается масло
индустриальное И-50А.
Находится
предварительный объем масла
где Nэд
- мощность электродвигателя привода, кВт.
После
проектирования корпуса рассчитываем необходимый объем масла:
где a
- высота масляной ванны, мм; a = 42 мм;- длина масляной ванны, мм; b = 424 мм;-
ширина масляной ванны, мм; c = 402 мм.
При
скорости колеса 11,48м/с брызгами масла покрываются все детали передач и
внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса
масло попадает в подшипник и смазывает его.
Заключение
При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены
знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как:
теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода к операционному
токарному станку, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из
деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских,
технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика
выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие
обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут
востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.
Можно отметить, что спроектированная коробка передач обладает хорошими
свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения
в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения
изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше
паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданным
требованиям.
Приложение А
Библиографический список
1. Власов
В.А. Расчёт механических передач и деталей машин с применением компьютерных
программ: учебное пособие / В.А. Власов, С.М. Поляков, М.А. Мельчаков. - Киров:
Изд-во ВятГУ, 2011. - 232 с.
. Расчет и
проектирование деталей машин: Учеб. пособие для вузов. Под ред. Г.Б. Столбина и
К.П. Жукова. - М.: Высш. школа, 1978. - 247 с., ил.
. Власов В.А.
Расчет передач гибкой связью: Учебное пособие. - Киров: Изд-во ВятГУ,2003. - 83
с.
. Власов В.А.
Расчет валов на прочность. - Киров: Вятский
государственный
университет, 2006. - 27 с .
. Власов В.А.
Подбор подшипников качения. - Киров: Вятский государственный университет, 2006.
- 26 с.
6. Чернавский
С.А. и др. « Курсовое проектирование деталей машин». М-Машиностроение, 1988г.
. Дунаев
П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для
машиностроительных спец. техникумов. - М.: Высшая школа, 1984. - 336 с., ил.
Приложение Б
Расчеты на ПК
Уточненный расчет вала №2
Исходные данные:
Радиальная сила на шестерне Frш=514 Н
Окружная сила на шестерне Ftш=1412 Н
Осевая сила на шестерне Faш=0 Н
Радиальная сила на колесе Frк=436 Н
Окружная сила на колесе Ftк=1197 Н
Осевая сила на колесе Faк=0 Н
Крутящий момент T=89,8 Н·м
Диаметр шестерни d=104 мм
Диаметр колеса D=150 мм
Расстояние от подшипника до колеса a=104 мм
Расстояние от колеса до шестерни b=147 мм
Расстояние от шестерни до подшипника c=155 мм
Расчеты:
Силы:x1=1429,44 Н Rx2=1179,55 Нy1=128,08
Н Ry2=-206,09 Нs1=1435,16 Н Rs2=1197,41 Н
Моменты горизонтальная плоскость:
Мг1=148,662 Н·м Мг2=182,83 Н·м
Моменты вертикальная плоскость:
Мв1=13,32 Н·м Мв2=13,32 Н·м
Мв3=-31,944 Н·м Мв4=-31,944 Н·м
Моменты суммарные:
Мs1=149,257 Н·м Мs2=149,257 Н·м
Мs3=185,6 Н·м Мs4=185,6 Н·м
Крутящий момент:=89,8 Н·м
Уточненный расчет вала №3
Исходные данные:
Радиальная сила на шестерне Frш=0 Н
Окружная сила на шестерне Ftш=0 Н
Осевая сила на шестерне Faш=0 Н
Радиальная сила на колесе Frк=585 Н
Окружная сила на колесе Ftк=1608 Н
Осевая сила на колесе Faк=0 Н
Крутящий момент T=186.5 Н·м
Диаметр шестерни d=0 мм
Диаметр колеса D=232 мм
Расстояние от подшипника до колеса a=251 мм
Расстояние от колеса до шестерни b=158 мм
Расстояние от шестерни до подшипника c=0 мм
Расчеты:
Силы:x1=621,18 Н Rx2=986,81 Нy1=225,99 Н
Ry2=359 Нs1=661,01 Н Rs2=1050,08 Н
Моменты горизонтальная плоскость:
Мг1=155,916 Н·м Мг2=-0,001 Н·м
Моменты вертикальная плоскость:
Мв1=56,723 Н·м Мв2=56,723 Н·м
Мв3=0 Н·м Мв4=0 Н·м
Моменты суммарные:
Мs1=165,914 Н·м Мs2=165,914 Н·м
Мs3=0,001 Н·м Мs4=0 Н·м
Крутящий момент:=186,5 Н·м
Расчет опасного сечения второго вала концентратор - шпонка
Исходные
данные:
|
Крутящий момент в опасном
сечении T
|
89,8 Н·м
|
|
Изгибающий момент на
выходном валу Мs
|
149.26 Н·м
|
|
Наименьший диаметр вала D
|
40 мм
|
|
Реверсивность вала:
|
не реверсивный
|
|
Наличие технологического
упрочнения:
|
есть
|
|
Паз выполнен фрезой:
|
дисковой
|
Материал:
|
Материал:
|
таблица 1
|
Сталь 45
|
|
Диаметр заготовки d
|
таблица 1
|
<=60 мм.
|
|
Твердость HB
|
таблица 1
|
240…270
|
|
Предел прочности σв
|
таблица 1
|
785 МПа
|
|
Предел выносливости
гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1
|
таблица 1
|
383 МПа
|
|
Предел выносливости
гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1
|
таблица 1
|
226 МПа
|
Расчет:
|
Параметр
|
Формула
|
Значение
|
|
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ψσ
|
страница 5
|
0,1
|
|
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ
|
страница 5
|
0,05
|
|
Масштабный фактор εσ
|
таблица 4
|
0,84
|
|
Масштабный фактор ετ
|
таблица 4
|
0,78
|
|
Ширина шпонки b
|
таблицы ГОСТ-а
|
12 мм
|
|
Глубина паза в валу t1
|
таблицы ГОСТ-а
|
5 мм
|
|
Эффективный коэффициент
концентраций напряжений Kσ
|
таблица 2
|
1,62
|
|
Эффективный коэффициент
концентраций напряжений Kτ
|
таблица 2
|
1,88
|
|
Коэффициент упрочнения β
|
таблица 5
|
1,1
|
|
Эффективный коэффициент
концентрации напряжений для детали Kσd
|
Kσd=Kσ/(β·εσ)
|
1,75
|
|
Эффективный коэффициент
концентрации напряжений для детали Kτd
|
Kτd=Kτ/(β·ετ)
|
2,19
|
|
Осевой момент сопротивления
W0
|
|
5481,25 мм3
|
|
Осевой момент сопротивления
Wp
|
|
11881,25 мм3
|
|
Амплитуда номинальных
напряжений изгиба σA
|
σA=σ=Mиз сум·103/W0
|
27,23 МПа
|
|
Амплитуда номинальных
напряжений изгиба τA
|
τA=τm=Tкр·103/(Wр·2)
|
7,55 МПа
|
|
Коэффициент запаса
прочности для нормальных напряжений nσ
|
nσ=σ-1/(Kσd·σA+ψσ·σm)
|
8,03
|
|
Коэффициент запаса
прочности для касательных напряжений nτ
|
nτ=τ-1/(Kτd·τA+ψτ·τm)
|
26,69
|
|
Общий коэффициент запаса
прочности n
|
|
7,68
|
Концентратор
- шлиц
Исходные
данные:
|
Крутящий момент в опасном
сечении T
|
89.8 Н·м
|
|
Изгибающий момент на
выходном валу Мs
|
185.6 Н·м
|
|
Коэффициент ξ
|
1,1
|
|
Внутренний диаметр шлицов d
|
36
|
|
Реверсивность вала:
|
не реверсивный
|
|
Шлиц:
|
прямобочный
|
|
Наличие технологического
упрочнения:
|
есть
|
Материал:
|
Материал:
|
таблица 1
|
Сталь 45
|
|
Диаметр заготовки d
|
таблица 1
|
<=60 мм.
|
|
Твердость HB
|
таблица 1
|
240…270
|
|
Предел прочности σв
|
таблица 1
|
785 МПа
|
|
Предел выносливости
гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1
|
таблица 1
|
383 МПа
|
|
Предел выносливости
гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1
|
таблица 1
|
226 МПа
|
Расчет:
|
Параметр
|
Формула
|
Значение
|
|
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ψσ
|
страница 5
|
0,1
|
|
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ
|
страница 5
|
0,05
|
|
Масштабный фактор εσ
|
таблица 4
|
0,81
|
|
Масштабный фактор ετ
|
таблица 4
|
0,76
|
|
Эффективный коэффициент
концентраций напряжений Kσ
|
таблица 2
|
1,65
|
|
Эффективный коэффициент
концентраций напряжений Kτ
|
таблица 2
|
2,55
|
|
Коэффициент упрочнения β
|
таблица 5
|
1,1
|
|
Эффективный коэффициент
концентрации напряжений для детали Kσd
|
Kσd=Kσ/(β·εσ)
|
1,85
|
|
Эффективный коэффициент
концентрации напряжений для детали Kτd
|
Kτd=Kτ/(β·ετ)
|
3,05
|
|
Осевой момент сопротивления
W0
|
W0=ξ·π·d3/32
|
5038,47 мм3
|
|
Осевой момент сопротивления
Wp
|
Wp=2·W0
|
10076,95 мм3
|
|
Амплитуда номинальных
напряжений изгиба σA
|
σA=σ=Mиз сум·103/W0
|
36,83 МПа
|
|
Амплитуда номинальных
напряжений изгиба τA
|
τA=τm=Tкр·103/(Wр·2)
|
8,91 МПа
|
|
Коэффициент запаса
прочности для нормальных напряжений nσ
|
nσ=σ-1/(Kσd·σA+ψσ·σm)
|
5,62
|
|
Коэффициент запаса
прочности для касательных напряжений nτ
|
nτ=τ-1/(Kτd·τA+ψτ·τm)
|
16,36
|
|
Общий коэффициент запаса
прочности n
|
|
5,31
|
Расчет опасного сечения третьего вала концентратор - шпонка
Исходные
данные:
|
Крутящий момент в опасном
сечении T
|
186.5 Н·м
|
|
Изгибающий момент на
выходном валу Мs
|
165.9 Н·м
|
|
Наименьший диаметр вала D
|
50 мм
|
|
Реверсивность вала:
|
не реверсивный
|
|
Наличие технологического
упрочнения:
|
есть
|
|
Паз выполнен фрезой:
|
дисковой
|
Материал:
|
Материал:
|
таблица 1
|
Сталь 45
|
|
Диаметр заготовки d
|
таблица 1
|
<=60 мм.
|
|
Твердость HB
|
таблица 1
|
240…270
|
|
Предел прочности σв
|
таблица 1
|
785 МПа
|
|
Предел выносливости
гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1
|
таблица 1
|
383 МПа
|
|
Предел выносливости
гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1
|
таблица 1
|
226 МПа
|
Расчет:
|
Параметр
|
Формула
|
Значение
|
страница 5
|
0,1
|
|
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ
|
страница 5
|
0,05
|
|
Масштабный фактор εσ
|
таблица 4
|
0,81
|
|
Масштабный фактор ετ
|
таблица 4
|
0,76
|
|
Ширина шпонки b
|
таблицы ГОСТ-а
|
14 мм
|
|
Глубина паза в валу t1
|
таблицы ГОСТ-а
|
5,5 мм
|
|
Эффективный коэффициент
концентраций напряжений Kσ
|
таблица 2
|
1,62
|
|
Эффективный коэффициент
концентраций напряжений Kτ
|
таблица 2
|
1,88
|
|
Коэффициент упрочнения β
|
таблица 5
|
1,1
|
|
Эффективный коэффициент
концентрации напряжений для детали Kσd
|
Kσd=Kσ/(β·εσ)
|
1,81
|
|
Эффективный коэффициент
концентрации напряжений для детали Kτd
|
Kτd=Kτ/(β·ετ)
|
2,24
|
|
Осевой момент сопротивления
W0
|
|
10975,2 мм3
|
|
Осевой момент сопротивления
Wp
|
|
23475,2 мм3
|
|
Амплитуда номинальных
напряжений изгиба σA
|
σA=σ=Mиз сум·103/W0
|
15,11 МПа
|
|
Амплитуда номинальных
напряжений изгиба τA
|
τA=τm=Tкр·103/(Wр·2)
|
7,94 МПа
|
|
Коэффициент запаса
прочности для нормальных напряжений nσ
|
nσ=σ-1/(Kσd·σA+ψσ·σm)
|
13,99
|
|
Коэффициент запаса
прочности для касательных напряжений nτ
|
nτ=τ-1/(Kτd·τA+ψτ·τm)
|
24,84
|
|
Общий коэффициент запаса
прочности n
|
|
12,18
|
Расчет подшипников второго вала
Исходные
данные:
|
Наименование
|
Источник
|
Величина
|
|
Радиальная нагрузка
действующая на левом подшипнике Rs1
|
|
1429.4 Н
|
|
Радиальная нагрузка
действующая на правом подшипнике Rs2
|
|
1197.4 Н
|
|
Частота вращения n
|
|
1004 об/мин-1
|
|
Необходимый ресурс работы Lh
|
|
20000 ч
|
|
Коэффициент вращения V
|
|
1
|
|
Температурный коэффициент Кт
|
таблица 12.1.4
|
1
|
|
Коэффициент безопасности Кб
|
таблица 12.1.3
|
1,35
|
|
Коэффициент надеждности а1
|
таблица 12.1.1
|
1
|
|
Обобщенный коэффициент
совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3
|
таблица 12.1.2
|
0,75
|
Подшипник:
|
Тип
|
307
|
|
Внутренний диаметр
подшипника d
|
35 мм
|
|
Наружний диаметр подшипника
D
|
80 мм
|
|
Ширина подшипника В
|
21 мм
|
|
Динамическая грузоподъемность
Cr
|
33200 Н
|
|
Статическая
грузоподъемность C0r
|
18000 Н
|
Расчеты:
|
Наименование
|
Источник
|
Величина
|
|
Эквивалентная нагрузка Pэ
|
Pэ=V·Rs·Kб·Kт
|
1929,69
|
|
Ресурс работы L
|
L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ)β
|
3819,56
|
|
Ресурс работы Lh
|
Lh=106·L/(60·n)
|
63405,71
|
Подшипник проходит по ресурсу работы
Расчет подшипников третьего вала
Исходные
данные:
|
Наименование
|
Источник
|
Величина
|
|
Радиальная нагрузка
действующая на левом подшипнике Rs1
|
|
661 Н
|
|
Радиальная нагрузка
действующая на правом подшипнике Rs2
|
|
1050.1 Н
|
|
Частота вращения n
|
|
912.7 об/мин-1
|
|
Необходимый ресурс работы Lh
|
|
20000 ч
|
|
Коэффициент вращения V
|
|
1
|
|
Температурный коэффициент Кт
|
таблица 12.1.4
|
1
|
|
Коэффициент безопасности Кб
|
таблица 12.1.3
|
1,35
|
|
Коэффициент надеждности а1
|
таблица 12.1.1
|
1
|
|
Обобщенный коэффициент
совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3
|
таблица 12.1.2
|
0,75
|
Подшипник:
|
Тип
|
309
|
|
Внутренний диаметр
подшипника d
|
45 мм
|
|
Наружний диаметр подшипника
D
|
100 мм
|
|
Ширина подшипника В
|
25 мм
|
|
Динамическая
грузоподъемность Cr
|
52700 Н
|
|
Статическая грузоподъемность
C0r
|
30000 Н
|
Расчеты:
|
Наименование
|
Источник
|
Величина
|
|
Эквивалентная нагрузка Pэ
|
Pэ=V·Rs·Kб·Kт
|
1417,635
|
|
Ресурс работы L
|
L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ)β
|
38530,07
|
|
Ресурс работы Lh
|
Lh=106·L/(60·n)
|
703591,36
|
Подшипник проходит по ресурсу работы