Колесо
|
Число зубьев
|
Модуль m, мм
|
Делительный диаметр d, мм
|
Диаметр вершин зубьев da,
мм
|
Диаметр впадин зубьев df,
мм
|
z1
|
24
|
2
|
48
|
52
|
43
|
z2
|
96
|
2
|
192
|
196
|
187
|
z3
|
32
|
2
|
64
|
68
|
59
|
z4
|
88
|
2
|
176
|
180
|
171
|
z5
|
40
|
2
|
72
|
76
|
67
|
z6
|
80
|
2
|
160
|
155
|
z7
|
50
|
2
|
100
|
104
|
95
|
z8
|
70
|
2
|
140
|
144
|
135
|
z9
|
60
|
2
|
120
|
124
|
115
|
z10
|
60
|
2
|
120
|
124
|
115
|
z11
|
30
|
3
|
90
|
96
|
82,5
|
z12
|
60
|
3
|
180
|
186
|
172,5
|
z13
|
19
|
3,5
|
66,5
|
73,5
|
57,75
|
z14
|
53
|
3,5
|
185,5
|
192,5
|
176,75
|
z15
|
48
|
3,5
|
168
|
175
|
159,25
|
z16
|
24
|
3,5
|
84
|
91
|
75,25
|
2. Определение реакций опор вала III
Крутящий момент:
Н·м.
Силы
в зацеплении на колесе z12 = 60:
Н;
Н;
Силы
в зацеплении на колесе Z15 = 48:
Н;
Н;
Вертикальная плоскость
Строим
эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:МХ = R11z =
-274,92z;МХ = R41z = -422,12z.
Горизонтальная плоскость
Строим
эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:
Строим эпюры крутящих моментов
.
Определяем суммарные радиальные реакции в опорах.
Определяем
суммарный изгибающий момент:
3. Расчет шлицевого соединения
Шлицевое
соединение на III валу.
Шлицевое
соединение проверяют на смятие (5, стр.769):
где
ТIII - наибольший крутящий момент, передаваемый соединением, Н·мм;
Ψ = (0,7…0,8) - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
усилий по рабочим поверхностям зубьев;- площадь всех боковых поверхностей
зубьев с одной стороны на 1 мм длины, мм2;- рабочая длина зуба, мм;ср
- средний радиус закругления, мм;
[σсм] -
допускаемое напряжение на смятие, [σсм] =
100…140 Н/мм2 (5, стр.769, табл. 40)
где z - число зубьев;B
- наружный диаметр зубьев вала, мм;a - диаметр отверстия шлицевой
втулки, мм;- размер фаски, мм;- радиус закругления, мм.
- условие прочности выполнено.
4. Расчет шпоночного
соединения
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых
коробках скоростей, проверяют на смятие.
Условие прочности:
где
[s]СМ =110-190 МПа - допускаемое напряжение на смятие;
АCM
= (0,94h-t1)lp - площадь смятия;
Т - вращающий момент на
валу;- диаметр вала;
Исходные данные: b = 14 мм; h
= 9 мм; c = 0,4 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм; lp
= 36 мм; T = 492,44 Hм; d = 50 мм;t = 2*492,44*103/50 =
19697,6 Н;
АCM =
(0,94*9-5,5)36= 106,56 мм2;
Условие прочности:
СМ <
[s]СМ - Шпонка пригодна.
. Расчет III вала на прочность
Расчет на сопротивление усталости
Исходные
данные: шлицевый вал из стали 45
σ-1= 410
Н/мм2 ,
τ-1= 230 Н/мм2, σв = 900
Н/мм2,
ψτ = 0,10, σТ = 650 Н/мм2 ([1] стр 273).
Для
опасного сечения B вычисляем коэффициент запаса прочности S
где
S - фактический запас прочности;
Sσ,Sτ - коэффициенты запаса по нормальным и касательным
напряжениям;
[S]
- допускаемый коэффициент запаса [S] =1,5…2,5; (7, стр. 169)
; ;
σ-1, τ-1 -
пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и при
кручении, Н/мм2;
Кσd, Кτd - коэффициенты концентрации напряжений для данного
сечения;
σа,τа -
амплитуды напряжений, Н/мм2;
σм - средне
напряжение σм =0;
ψτ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии
цикла, ψτ =0,10;
Кσ, Кτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, Кσ=1,7, Кτ=2,65 (7, стр. 171, табл. 10.12);
Кσd, Кτd - коэффициент влияния формы сечения, Кσd=0,72, Кτd=0,72;(7, стр. 170, табл. 10.7);
KσF, KτF -
коэффициент влияния шероховатости; KσF = 0,89, KτF = 0,93
(7, стр. 170, табл. 10.8);V - коэффициент влияния поверхностного
упрочнения, KV=1.7 (7, стр. 170, табл. 10.9);
где
М - изгибающий момент в опасном сечении B, М = 269,1 Н·м;
Т
- крутящий момент в опасном сечении B, Т = 180,5 Н·м;, Wr - осевой и полярный момент сопротивления сечения для шлицевого вала
при изгибе и кручении, мм3 (7, стр. 166);
-условие
прочности выполнено.
6.
Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность
Расчет подшипников проводится на заданный ресурс:
Подшипник 307 ГОСТ 8338-75 С0r = 18 кH, Сr
= 33,2 кН;
Исходные данные: RA = 1099,3H, Ra
= Fa = 0, пБ = 355об/мин, L’10h = 20323,2ч.
Расчет на на заданный ресурс.
Определяем
эквивалентную динамическую нагрузку:
E = VRAKsKT;
где
-V = 1 - коэффициент вращения кольца;s - 1,7 - коэффициент
безопасности;
КТ
= 1 - температурный коэффициент принимаем в зависимости от рабочей температуры;
E = 1*1099,3*1,7*1 = 1868,81 Н;
где
а1 = 1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;
Так
L10h > L’10h то ресурс подшипника достаточный и, следовательно,
Подшипник 205 ГОСТ 8338-75 пригоден.
7. Проектирование ременной передачи привода
Исходные данные
Рном = 7,5 кВт - номинальная мощность
двигателя;
пном = 960 об/мин - частота вращения двигателя;Iв =
1000 об/мин - частота вращения I вала ;
Тдв = 74,6 Нм - момент на валу двигателя.
Выбор сечения ремня производится в зависимости от
мощности передаваемой ведущим шкивом Р1 = Рном = 7,5 кВт
и его частоты вращения п = пном = 960 об/мин.
Для проектируемой клиноременной передачи принимаем
нормальное сечение Б.
Определим минимально
допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от вращающего момента на валу
двигателя и выбранного сечения ремня:1min = 160 мм;
Выбираем из стандартного ряда
размеров диаметр увеличивая его на два, три порядка:1 = 168 мм;
Определим диаметр ведомого
шкива:
2 = d1*up*(1-e) =
168*0,96(1-0,01) = 159,6 мм;
Округлим до ближайшего
стандартного2 = 160 мм;
где e = 0,01 - коэффициент
скольжения;
up = пном
/nIв = 1000/960 = 1,042- передаточное число ременной передачи.
Фактическое передаточное
число определим по формуле:
ф = d2/(d1*(1-e)) =
160/(168*(1-0,01)) = 0,962;
отклонение от заданного не
должно превышать 3%:
= |uф-uр|/uр*100% =
|0,962-0,96|/0,96*100% = 0,21 % < 3%;
Ориентировочно межосевое расстояние принимают по
формуле:
³ 0,55*(d1+d2)+H;
где H = 8 мм - высота сечения клинового ремня:
а = 0,55*(168+160)+8 = 188,4 мм,= 190 мм;
Определим расчетную длину ремня по формуле:
= 2*a+p/2*(d1+d2)+(d1+d2)2/(4*a);
= 2*190+3,14/2*(168+160)+(168+160)2/(4*190)
= 521,56 мм;
округлим до стандартного: l = 500 мм;
Уточним значение межосевого расстояния по стандартной
длине ремня:
Угол
обхвата ремнем ведущего шкива определяется по формуле:
a1
= 243-57*(d2-d1)/a = 243-57*(168-160)/243 = 178;
Скорость
ремня определяется по формуле:
=
pd1n10-3/60 = 3,14*168*960*10-3/60 = 8,4 м/с £ [V];
где
d1 = 168 мм - диаметр ведущего шкива,= 960 об/мин - частота вращения
вала,
[V]=
40 м/с - допускаемая скорость для клиновых ремней.
Частота
пробегов ремня определяется по формуле:
=
V/l = 8,4/0,75 = 11,2 с-1 £ [U]
где
[U] = 30 c-1 - допускаемая частота пробегов;
Соотношение
U < [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует
срок службы - 1000...5000 ч.
Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, определяется по
формуле:
[Pn] = [P0]*cp*ca*cl;
где [Р0] = 19,5 кВт - допускаемая приведенная мощность,
передаваемая 10 клиновыми ремнями, выбирается в зависимости от типа ремня, его
сечения, скорости ремня, и диаметра шкива; ср = 0,9 - коэффициент
динамичности нагрузки и длительности работы; сa = 0,88 - коэффициент
угла обхвата на меньшем шкиве; сl = 0,99 - коэффициент влияния
отношения расчетной длины ремня к базовой;
[Pn] = 7,5*0,9*0,88*0,99 = 5,88 кВт.
Количество клиновых ремней определяется по формуле:=
10*Pном/[Pn] = 7,5/5,88 =1,27; Округлим в большую сторону
до целого числа: z = 2.
. Способ смазки узлов коробки скоростей
Для проектируемой коробки примем общую систему смазки с приводом. Для
подшипников в передней опоре используем циркуляционный способ смазки. Смазка
подается через специальные каналы в корпусе. Отвод лишнего масла осуществляется
через специальные отверстия в корпусе. Остальные подшипники смазываются
разбрызгиванием и масляным туманом. Вязкость смазки для примененных подшипников
12-23 сст при 50°С.
Данной вязкостью обладает масло И-20А.
привод вал ременной кинематический
Список использованных источников
1 Г.А. Тарзиманов. Проектирование металлорежущих станков. -
М.: Машиностроение, 1980.
А.И. Лурье, В.К. Зальцберг. Металлорежущие станки. Учебное
пособие. Пермь. :ППИ, 1991.
А.И. Лурье, В.К. Зальцберг. Приложение к учебному пособию
«Металлорежущие станки». Пермь. :ППИ, 1978.
В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1 -
М.: Машиностроение, 1992.
В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.2 -
М.: Машиностроение, 1992.
В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.2 -
М.: Машиностроение, 1992.
П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей
машин. - М.: Высшая школа, 1998.
А.И. Лурье. Расчет привода подач станка с ЧПУ. Методические
указания по выполнению курсового проекта. - ППИ. Пермь, 1992.
Кучер А.М. Киватицкий М.М. Покровский А.А. Металлорежущие
станки. (Альбом общих видов, кинематических схем и узлов) М.: Машиностроение,
1965.
В.Э. Пуш. Металлорежущие станки: Учебник для
машиностроительных втузов. - М.:Машиностроение, 1985.
В.В Бушуев. Основы конструирования станков. - М. :Станкин,
1992.