123352 (689441), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Z=60 (см. базовую модель)

Группа «б»

Z=57 (см. базовую модель)

Группа «в»

Z=84 (см. базовую модель)

Постоянная

Z=84 (см. базовую модель)

2.2.7 Определение действительных частот вращения шпинделя

2.2.8 Определение действительных отклонений и сравнение с допускаемыми значениями

Все отклонения вошли в пределы допустимых значений.

1. Определение мощности и выбор электродвигателя

2.3.1 Выбор расчетной обработки

Выбираем расчетный диаметр

;

D_max = 50 мм. (по паспорту)

Расчетное значение диаметра сверла корректируем по ГОСТ 885-64, в соответствии с градацией диаметра спиральных сверл.

Принимаем D = 33 мм.

Материал режущей части сверла Р6М5.

Определяем подачу:S = C_s D^0,6 мм/об.

Обрабатываемый материал – медные сплавы.

S = (0,065 … 0,130) D^0,6 – для медных сплавов.

S = (0,065 … 0,130) 33^0,6 = 0,52…1,05 – мм/об.

Корректируем подачу по паспорту станка, принимаем 1 мм/об.

Определяем скорость резания

- м/мин

Т = (3…4) D – стойкость инструмента

Т = 99…132 мин, Принимаем Т = 120 мин.

С_V = 28,1 (медь) m = 0,125

q_V = 0,25 y_V = 0,55

( замена на Р6М5)

м/мин.

Определяем частоту вращения шпинделя

мин^-1

Корректируем по графику станка:

n_ст= 355 мин^-1

Определяем действительную скорость

м/мин.

2.3.2 Определение крутящего момента и потребной мощности

Определяем крутящий момент

С_М= 0,012; q_m = 2; K_P = 1 ( медные сплавы )

М_КР= 9,810,01233²1^0,81 = 128 нм

Определяем потребную мощность

К₁ = 1,04 … 1,05 коэфф. учитывающий дополнительные затраты мощности на подачу суппорта.

К₂ = 1 … 1,3 коэфф. учитывающий возможность кратковременных перегрузок.

_гл – КПД цепи главного движения

_гл = _{прив.пер.} ^х_муфты ^у_{зуб.пер} ^z_{подшип.}

_гл = 0,98 0,99 0,985⁵ 0,995¹² = 0,83

Принимаем электродвигатель асинхронный 4А100L4

ГОСТ 19523-81

N = 5,5 кВт;n_эл.дв.=1430 мин^-1

2.4 Расчет приводной передачи

Приводная передача связывает вал электродвигателя с первым валом коробки скоростей.

2.4.1 Кинематический расчет приводной передачи

Приводная передача зубчатая.

Определяем передаточное отношение приводной передачи.

Z=50 (см. базовую модель)

Для погашения погрешности изменим

, тогда

На такое же число кол-во процентов изменятся все отклонения на шпинделе, но они не выйдут за пределы допускаемых значений.

2.4.2 Силовой проверочный расчет приводной передачи

Передачи коробки скоростей закрытые, расчет ведем по методике расчета цилиндрических зубчатых передач по ГОСТ 21354-78.

Зубчатые передачи проверяют на контактную выносливость зуба и на выносливость при изгибе по формулам:

Z_H = 1,76 ( при = 20; = 0 ) – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зуба.

Z_M = 274 ( для стальных колес) - коэффициент учитывающий механические свойства материала сопряженных колес.

Z = 0,9 ( при = 20; = 0 ) - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.

– расчетная окружная сила

d = m Z – диаметр делительной окружности

m – модуль зубчатого колеса

М_КР – крутящий момент на рассчитываемом валу

К_Н – коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н К_Н К_Нv

К_Н = 1 ( прямозубые колеса ) – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, выбирается по таблице (конспект).

К_Нv – динамический коэффициент, зависящий от окружной скорости, степени точности, твердости поверхности.

b – ширина венца зубчатого колеса

- передаточное число

Формула для проверки передач на выносливость при изгибе:

Y_F – коэффициент формы зуба, выбирается по таблице (конспект).

K_F - коэффициент нагрузки

К_F = К_F К_Fv

К_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

К_Fv – динамический коэффициент.

К_Fv = 2К_Hv – 1 при НВ < 350

Рассчитываем передачу

Рассчитываемое колесо Z = 24 b = 15мм, m = 2,5 мм

расположение консольное.

Степень точности 7С, НВ < 350

Диаметр делительной окружности d = m Z = 2,5 24 = 60 мм

Крутящий момент:

Окружная сила:

Передаточное число

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н К_Н К_Нv = 1 1,1 1,21 = 1,33

К_Н = 1 ( = 20; = 0 )

К_Н = 1,1 ( )

К_Нv = 1,21 ( )

Проверяем передачу на контактную выносливость

Коэффициент формы зуба

У_F = 3,96 ( при Z = 24 )

Коэффициент нагрузки

К_F = К_F К_Fv = 1,37 1,42 = 1,94

К_F = 1,37 ( )

К_Fv = 2К_Hv – 1 = 2 1,21 –1 = 1,42

Проверяем передачу на выносливость при изгибе.

Назначаем материал зубчатого колеса –

сталь 40НХ закалка ТВЧ сквозная 48…56 HRC

2.5 Силовые проверочные расчеты зубчатых передач

Коробка скоростей тихоходная, так как n_{шп min}< 80 мин^-1

Расчетными будут являться нижние точки структурного графика, а на предшпиндельном валу определяем дополнительную точку исходя из условия:

2.5.1 Определение расчетных частот вращения валов

2.5.2 Определение крутящих моментов на валах

Строим структурный график с расчетными точками

Рис 2.5 - Структурный график

2.5.3 Силовой проверочный расчет зубчатых передач

В каждой групповой передаче будем проверять меньшее зубчатое колесо.

Группа «а»

Рассчитываемое колесо Z = 25 b = 13 мм, m = 2,5 мм, расположение не симметричное.

Степень точности 7С, НВ < 350

Диаметр делительной окружности d = m Z = 2,5 25 = 62,5 мм

Крутящий момент:

Окружная сила:

Передаточное число

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н К_Н К_Нv = 1 1,1 1,14 = 1,25

К_Н = 1 ( колеса прямозубые )

К_Н = 1,1 ( )

К_Нv = 1,14 ( )

Проверяем передачу на контактную выносливость

Коэффициент формы зуба

У_F = 3,96 ( при Z = 25 )

Коэффициент нагрузки

К_F = К_F К_Fv = 1,04 1,28 = 1,33

К_F = 1,04 ( )

К_Fv = 2К_Hv – 1 = 2 1,14 – 1 = 1,28

Проверяем передачу на выносливость при изгибе.

Назначаем материал зубчатого колеса – сталь 45XH закалка ТВЧ, поверхностная НRС 48…52

Группа «б»

Рассчитываем передачу

Рассчитываемое колесо Z = 16 b = 18 мм, m = 3 мм, расположение не симметричное.

Степень точности 7С, НВ < 350

Диаметр делительной окружности d = m Z = 3 16 = 48 мм

Крутящий момент:

Окружная сила:

Передаточное число

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н К_Н К_Нv = 1 1,25 1,07 = 1,33

К_Н = 1 ( колеса прямозубые )

К_Н = 1,25 ( )

К_Нv = 1,07 ( )

Проверяем передачу на контактную выносливость

Коэффициент формы зуба

У_F = 4,3 ( при Z = 16 )

Коэффициент нагрузки

К_F = К_F К_Fv = 1,12 1,14 = 1,27

К_F = 1,12 ( )

К_Fv = 2К_Hv – 1 = 2 1,07 – 1 = 1,14

Проверяем передачу на выносливость при изгибе.

Назначаем материал зубчатого колеса – сталь 12XГТ цементация рабочих поверхностей с закалкой (НRС 56…62 / НRС 30…40)

Группа «в»

Рассчитываем передачу

Рассчитываемое колесо Z = 20 b = 25 мм, m = 2,5 мм, расположение не симметричное.

Степень точности 7С, НВ < 350

Диаметр делительной окружности d = m Z = 2,5 20 = 50 мм

Крутящий момент:

Окружная сила:

Передаточное число

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н К_Н К_Нv = 1 1,1 1,04 = 1,14

К_Н = 1 ( колеса прямозубые )

К_Н = 1,1 ( )

К_Нv = 1,04 ( )

Проверяем передачу на контактную выносливость

Коэффициент формы зуба

У_F = 4,12 ( при Z = 20 )

Коэффициент нагрузки

К_F = К_F К_Fv = 1,07 1,08 = 1,15

К_F = 1,07 ( )

К_Fv = 2К_Hv – 1 = 2 1,04 – 1 = 1,08

Проверяем передачу на выносливость при изгибе.

Назначаем материал зубчатого колеса – сталь 12XH3A цементация рабочих поверхностей с закалкой 56…62 НRС / 30…40 НRС

Постоянная

Рассчитываем передачу

Рассчитываемое колесо Z = 28 b = 22 мм, m = 3,5 мм, расположение не симметричное.

Степень точности 7С, НВ < 350

Диаметр делительной окружности d = m Z = 3,5 28 = 98 мм

Крутящий момент:

Характеристики

Список файлов курсовой работы