kursovik (Расчет и проектирование коробки скоростей к операционному токарному станку)
Описание файла
Документ из архива "Расчет и проектирование коробки скоростей к операционному токарному станку", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "технология" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "рефераты, доклады и презентации", в предмете "технология" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "kursovik"
Текст из документа "kursovik"
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 Hm
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 = 12103 часов
Кинематический расчёт
Выбор электродвигателя
Т = 9550 р/п
Расчётная мощность на выходе
побщ = п2оп п2пр
побщ = 0, 9952 0, 982 0, 990025 0, 9604 = 0, 95082
Тип двигателя : Тип исполнения:
4А132S6У3 М300
Р н = 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
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
Проверка частот вращения
-
-
-
%т
φ-
. к. кинематика выбрана удовлетворительномм – 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 = Pэлηпрηоп = 5,50,980,995 = 5,36 кВт
РII = PIηпрηоп = 5,360,980,995 = 5,23 кВт
РIII = PIIηопηкл.р = 5,230,9950,96 = 4,995 кВт
Определение частот вращения валов
nII1 = nI = 675,5 = 337,75 мин-1
nII2 = nI = 675,5 = 482,499 мин-1
nIII1 = nII1U = 337,75 мин-1
nIII2 = nII2U = 482,499 мин-1
Определение вращающих моментов
Тэл = 9550 = 9550 = 51,103 Hм
TII = 9550 = 9550 = 147,8 ≈ Tmax = 138 Hм
Проектировочный расчёт валов
φ
φ
=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
Kd = 770 (сталь)
TI = 75,7 Нм
Ψbd = 0,3 – коэффициент ширины зуба
KHβ = 1,07 по таблице 1.5
HB > 350
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 = 8107 циклов
NFO = 4106 циклов
NHE = 60tчnI = 606103675,5 ≈ 24107 циклов
т.к. NHE > NHO, то KHL = 1
б) на изгибную выносливость
Km = 13,8 (сталь, прямозубая)
ТI = 75,7 Hм
Z3 = 24
Ψbd = 0,3
УF3 = Z3 и “Х” = 3,92 (по таблице)
σFp = σFp’KFL
KFβ = 1,15 по таблице 1. 5
Для постоянного режима
NFE = NHE = 24107
т.к. NFE>NF0, то KFL = 1
σFP = 2301 = 230 МПа
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
ZM = 192 (сталь-сталь)
ZH = 2,49 (x=0, β=0)
Z
-
ε =Z
-
ε = = 0,88b = ψbddI = 0,366 = 19,8 мм (принимаем b=20)
KHα = 1 (прямозубая передача)
KHβ = 1,07
δH = 0,014 (для прямозубой НВ>350 и без модификации)
д0 = 47 (для 7 й степени точности)
FHv = 0,014472,3319,8 = 213,5 H
730МПа < 900МПа
Расчет на изгибную выносливость
УFI = 3,92
Уε = 1 (прямозубая)
Уβ = 1 (β=0)
FtI = 2336 H
b = 19,44 мм
m = 2,75 мм
KFα = 1(прямозубая)
KFβ = 1,15
δF = 0,016 (прямые без модификации НВ>350)
FFv = 0,016472,3320 = 246 H
205 МПа < 230 МПа
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
Межосевое расстояние
причём amin < a < amax , 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 - πdср = 497,6
= 0
мм
Наименьшее межосевое расстояние
(необходимое для монтажа ремня)
aнаим ≈ a – 0,01L ≈ 238,8 мм
Наибольшее межосевое расстояние
(необходимое для компенсации вытяжки ремня)
aнаиб ≈ a + 0,025L ≈ 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
[σF] = 2,5 МПа
Допускаемое полезное напряжение
[σF] = [σF]0CaCp = 2,51 = 2,5 МПа
Необходимое число клиновых ремней
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, 67CaCp’ = 0,6711 = 0,67
Площадь сечения ремней
A = A1Z
A = 1383 = 414 мм
Натяжение от центробежных сил
Fц = 10-3ρAV2 , где
Плотность ремней ρ = 1,25 Г/см3
Fц = 10-31,2541442 = 8,28 Н
Натяжение ветвей при работе
Натяжение ветвей в покое
F0 = 0,5(F1+F2)-xFц , где
коэффициент x = 0,2
F0 = 0,5(1490,13+301,13)-0,28,28 = 893,974 H
Силы действующие на валы при работе передачи
Fa = 1774,7 H
Силы действующие на валы в покое
Размеры профиля канавок на шкивах
(выбираются по табл. 9.20)
H = 15
B(b) = 4,2
t = 19
f = 12,5
φ = 34°…40°
Наружный диаметр шкивов
de1 = de2 = dp1,2+2b
de1,2 = 168+24,2 = 176,4 мм
Внутренний диаметр шкивов
df1 = df2 = de1,2 –2H
df1,2 = 176,4 - 215 = 146,4 мм
Ширина ремня
B = Zt
B = 319 = 57 мм
Ширина шкива
M = 2f+(Z-1)t
M = 212,5+(3-1)19 = 63 мм
Определение геометрических параметров
dai = di+2m
dti = di-2,5m
b = ψbddi
da1 = 82,5+22,75 = 88 мм
dt1 = 82,5-2,52,75 = 75,625 мм
b1 = 0,382,5 = 24,75 мм
da2 = 115,5+22,75 = 121 мм
dt2 = 115,5-2,52,75 = 108,625 мм
b2 = 0,3115,5 = 34,65 мм
da3 = 66+22,75 = 71,5 мм
dt3 = 66-2,52,75 = 59,125 мм
b3 = 0,366 = 19,8 мм
da4 = 132+22,75 = 137,5 мм
dt4 = 132-2,52,75 = 125,125 мм
b4 = 0,3132 = 39,6 мм
da5 = 82,5+2·2,75 = 88 мм
dt5 = 82,5-2,5·2,75 = 75,625 мм
b5 = 0,3·82,5 = 24,75 мм
da6 = 115,5+2·2,75 = 121 мм
dt6 = 115,5-2,5·2,75 = 108,625 мм
b6 = 0,3·115,5 = 34,65 мм
aw = 99 мм (для всех колёс)
dt | di | da |
Определение усилий действующих в зацеплении
Tэл = 51,103 Hм
T1 = TI = 75,7 Hм
Выбор и расчёт муфты
Электромагнитная фрикционная муфта с контактным токоподводом и постоянным числом дисков тип ЭТМ…2.
=1,3…1,75 коэффициент сцепления
[P]p – удельное давление
[P]p=[P]Kv
f = 0,25…0,4 (сталь феродо)-сухие
[P] = 0,25…0,3 Мпа –сухие
T = 75,7 H/м
i = 2Zнар = 23 = 6
n = 337,75 об/мин
Дн = 53 мм
Дв = 45 мм
Kv 1
[P]p = 4,170,9 = 3,75
P<[P]p
Расчёт валов на статическую прочность
Расчёт вала I
Ft2 = 1239 H
Ft3 = 2336 H
Fr2 = 451 H
Fr3 = 850,4 H
T = 75,7Hм
Ст 45 термообработка, улучшение
МAг = 0
Бг =
МБг = 0
МАв = 0
МБв = 0
Определение наибольшего изгибающего и вращающего моментов в опасном сечении
По эпюрам и реакциям находим максимальный изгибающий момент.
Tmax = 1,5T = 1,575,7 = 113,55 Hм
Определение эквивалентного напряжения в опасном сечении
По эмперической теории прочности
запас прочности по пределу текучести в опасном сечении
для стали 45
НВ200 Т = 280Мпа
Расчёт вала II
Ft4 = 850,4 H
Ft4 = 2336 H
R = 1189 H
T = 147,8 Hм
Ст 45 термообработка, улучшение
МAг = 0
Бг =
Аг = Fr4 – Бг + R = 850,4-1746+1189=293,4
МАв = 0
Ав = -Ft4 + Бв = 511-2336=-1825
Определение наибольшего изгибающего и вращающего моментов в опасном сечении
По эпюрам и реакциям находим максимальный изгибающий момент.
Tmax = 1,5T = 1,5147,8 = 221,7 Hм
Определение эквивалентного напряжения в опасном сечении
По эмперической теории прочности
запас прочности по пределу текучести в опасном сечении
для стали 45
НВ200 Т = 280Мпа
Расчёт на сопротивление усталости вала II
имеем 2 опасных сечения (I и II)
МГ I = АГ0,035 = 293,40,035 = 10,3 Hм
МГ II = Ft0,05 = 11890,05 = 59,45 Hм
МВ I = АВ0,035 = 18250,035 = 63,8 Hм
Суммарные значения изгибающих моментов
Определение нормального напряжения в опасных сечениях
= 0,5(Kv-1) = 0,5(1,2-1) = 0,1
dв = 45мм
m = 0 (для симметричного цикла)
Определение касательных напряжений
Расчёт эффективного концентратора напряжения
I = 0,83 = 0,77 (dв=45мм)
II = 0,83 = 0,77 (dв=45мм)
1,25
I /обточка в = 560 Kп = Kп = 1,05
0,32
II /шлифование в = 560 Kп = Kп = 1,0
I в = 560 и шпоночная канавка
K = 1,76
K = 1,54
II в = 560
Определение запаса прочности по усталости
= = 0
nmin = 1,5…1,8
Расчёт подшипников на долговечность
Расчёт подшипников на валу I
Влевой и правой опорах шариковый радиальный подшипник
вала = 35мм
n = 1000 об/мин
долговечность L10h = 10103часов
Расчёт опоры
1)Шариковый радиальный средней серии 307
dDB = 358021
Cr = 26200
2)Находим эквивалентную нагрузку
PE = (XVFr + YFa)KTK
K = 1,3
V = 1 (при вращающемся вале)
KT = 1 (t<100)
Опора воспринимает только радиальную нагрузку
Fr = R1 = 1239 H
т.к. Fa = 0 то, и это < e, где e величина >0
и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1
PE = (111239 +0)11,3=1610,7 Н
3)Определение динамической грузоподъёмности
р = 3 (т.к. подшипник шариковый)
Стреб
Запас прочности удовлетворительный
Расчёт подшипников на валу II
В левой опоре шариковый радиальный подшипник серии 308
вала=40мм
В правой опоре шариковый радиальный подшипник серии 309 вала=50мм
Расчёт левой опоры
n = 1000 об/мин
долговечность L10h = 10103 часов
1) шариковый радиальный подшипник серии 308
dDB = 409023
Cr = 33200
2)Находим эквивалентную нагрузку
PE = (XVFr + YFa)KTK
K = 1,3
V = 1 (при вращающемся вале)
KT = 1 (t<100)
Опора воспринимает только радиальную нагрузку
Fr = R3 = 2336 H
т.к. Fa = 0 то, и это < e, где e величина >0
и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1
PE = (112336 +0)11,3=3036,8 Н
3)Определение динамической грузоподъёмности
р = 3 (т.к. подшипник шариковый)
Стреб
Запас прочности удовлетворительный
Расчёт правой опоры
n = 1000 об/мин
долговечность L10h = 10103 часов
1) шариковый радиальный подшипник серии 309
dDB = 4510025
Cr = 41000
2)Находим эквивалентную нагрузку
PE = (XVFr + YFa)KTK
K = 1,3
V = 1 (при вращающемся вале)
KT = 1 (t<100)
Опора воспринимает только радиальную нагрузку
Fr = R4 = 2336 H
т.к. Fa = 0 то, и это < e, где e величина >0
и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1
PE = (112336 +0)11,3=3036,8 Н
3)Определение динамической грузоподъёмности
р = 3 (т.к. подшипник шариковый)
Стреб
Запас прочности удовлетворительный
Расчёт шлицевых и шпоночных соединений
Для вала I
Расчёт шлицевого соединения
Условие прочности на смятие:
=0,75 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий на рабочих поверхностях зубьев)
Площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины:
Рабочая длина зуба l=210мм
Для вала II
Расчёт шпоночного соединения
D = 40мм k = 3,5мм l = 40мм
[Mкр max] = 0,510-3dkl[см] = 0,510-3403,54084 =235,2Нм 235,2Нм >43,7Нм
Расчёт механизма управления
arcsin /2 = ½ хода/радиуса
2a – перемещение камня в пазе блока зубчатых колёс
R = A1+a
А1 – расстояние от оси вала зубчатого колеса до оси поворота рычага
а – половина высоты дуги, описываемой осью камня, при перемещении зубчатого колеса из одного крайнего положения в другое.
R = 94 + 2 = 96мм
Введение
Коробка скоростей двухступенчатая с передвижными зубчатыми колёсами.
Данная коробка скоростей рассчитана и спроектирована Тулаевым Петром Алексеевичем.
Она предназначена для ступенчатого изменения частоты вращения выходного вала и передачи вращательного момента электродвигателя на шкив передней бабки высокоточных металлорежущих станков, но может быть использована и в приводах других машин.
Вращательный момент сообщает индивидуальный электродвигатель 4А132S6У3 тип исполнения М300
( Р = 5,5кВт, п = 965 мин-1 ). Зубчатое колесо 28 (лист 1) вращается электродвигателем и сообщает вращательный момент колесу 21 (лист 1), которое через электромагнитную муфту 45 (лист 1)передаёт его на шлицевой вал 22 (лист 1), далее через коробку передач, шкив 15 (лист 1) и клиновыми ремнями передаётся на шкив передней бабки станка.
В связи с жёсткими требованиями предъявляемыми к высокоточным станкам, коробка скоростей располагается отдельно от станка внутри тумбы на специальной плите рядом с передней бабкой. Так как вибрация от электродвигателя и коробки скоростей неблагоприятно влияет на процесс резания, вращательный момент передаётся на станок при помощи клиновых ремней.
Содержание
-
Введение, описание конструкции
-
Выбор двигателя, кинематический расчёт
-
Итоговая таблица
-
Расчёт прямозубой цилиндрической передачи
-
Расчёт клиноремённой передачи
-
Определение геометрических параметров
-
Определение усилий действующих в зацеплении
-
Выбор и расчёт муфты
-
Схема загрузки валов в аксонометрии
10. Расчёт валов на статическую прочность
11. Расчёт на сопротивление усталости вала II
12. Расчёт подшипников на долговечность
13. Расчёт шлицевых и шпоночных соединений
14. Расчёт механизма управления
15. Список используемой литературы
16. Спецификация
Список используемой литературы
-
«Детали машин» атлас конструкций, Решетов Д.Н. I,II часть 1992г.
-
«Детали машин» курсовое проектирование учебное пособие для техникумов, Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 1984г.
-
«Конструирование узлов и деталей машин» учебное пособие для студентов машиностроительных специальных вузов, Дунаев П.Ф. 1978г.
-
«Справочник по муфтам», Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. 1979г.
-
«Справочник по муфтам», Ряховский О.А., Иванов С.С. 1991г.
-
«Технология Машиностроения» (специальная часть) учебник для студентов машиностроительных специальных вузов, Гусев А.А., Ковальчук Е.Р., Колесов И.М., Латышев Н.Г., Тимирязев В.А., Чарнко Д.В. 1986г.
-
«Крышки подшипников, конструкции и размеры» методичка №390, Степанов А.А. 1994г.
-
«Муфты соединительные компенсирующие, конструкции и размеры» методичка №301, Степанов А.А. 1994г.
37
20>100>100>100>