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

Текст из файла (страница 2)

Передаточные отношения:

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

Подбираем числа зубьев [5,стр.121,табл.3]:

z₁ = 23; z₅ = 80; z₉ = 30; z₁₃ = 60; z₁₇ = 33;

z₂ = 46; z₆ = 21; z₁₀ = 60; z₁₄ = 30; z₁₈ = 67;

z₃ = 28; z₇ = 67; z₁₁ = 45; z₁₅ = 20;

z₄ = 41; z₈ = 34; z₁₂ = 45; z₁₆ = 80;

2.4 Разработка кинематической схемы привода

На основании графика частот вращения и найденных значений чисел зубьев составляем принципиальную кинематическую схему привода главного движения станка (рис.2.4.1).

Рисунок 2.4.1 - Кинематическая схема привода главного движения станка

2.5 Расчет погрешностей кинематических цепей станка

,

В результате проверки всех основных цепей можно сделать вывод, что числа зубьев колес подобраны правильно и погрешности цепей не превышают допустимую погрешность.

3. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ

3.1 Расчет коэффициента полезного действия станка и мощности главного электродвигателя

Мощность электродвигателя определяем, используя зависимость

где М_кр – максимальный момент.

Для d = 12 рассчитываем крутящий момент используя следующие данные:

S, d, C_n (материал =750 МПа, НВ = 170 конструкционная сталь).

Используя формулу для определения сил резания:

S = 0,35 мм; q = 2,0;

С_м = 0,0345; y = 0,8;

K_p = 1; D = 20мм;

M_kp = 10 · 0,0345 · 12^2,0 · 0,35^0,8 · 1 = 59,58 Н/м.

Определение скорости резания

Стойкость инструмента принимаем минимальную.

Т = 45; m = 0,2;

С_v = 9,8; y = 0,5;

q = 0,4; K_v = 1;

м/мин;

n = ;

Принимаем по графику ближайшую меньшую n = 355 об/мин;

N = кВт;

Для силового расчета нам необходимо знать мощность холостого хода (N_xx).

Ее определяют по формуле Левита

кВт;

N_дв = N_эф + N_xx =2,15 + 0,196 = 2,35 кВт.

Принимаем N_дв=3 кВт.

(Технические характеристики электродвигателя (по ГОСТ 19523-74))

Тип двигателя - 4A90L2У3

Номинальная мощность Pном. = 3 кВт

Частота вращения = 2840 об/мин.

КПД = 84.5%

COS(ф) = 0.88

Отношение минимального момента крутящего к номинальному М_min/М_ном. = 1.6

Отношение пускового момента к номинальному моменту М_п/М_ном = 2.1

Отношение критического момента к номинальному М_кр/М_ном = 2.5

Отношение пускового тока к номинальному I_п/I_ном = 6.5

Маховой момент J = 0,35·10^-2 кгс·м².

Основные размеры и масса электродвигателя

Число полюсов - 2

Габаритные размеры, мм.

l30 = 350; h31 = 243; d30 = 208.

Установочно-присоединительные размеры, мм.

l1 = 50; l10 = 125; l31 = 56; d1 = 24; d10 = 10; b10 = 140; h = 90.

Масса, кг = 28.7

Присоединительные размеры для двигателей с фланцем

d20 = 215; d22 = 15; d25 = 180;

3.2 Расчет крутящих моментов на валах

М_кр.вал = 9740 [Н·м];

M_kp.1 = 9750· Н·м;

M_kp.2 = 9750· Н·м;

M_kp.4 = 9750· Н·м;

M_kp.5 = 9750· Н·м;

M_kp.3 = 9750· Н·м;

Определение диаметров валов (проектный расчет).

[м]; = 30 Мпа (для стали 40)

принимаем d=30 мм,

принимаем d=30 мм,

принимаем d=30 мм,

принимаем d=30 мм,

принимаем d=40 мм,

3.3 Расчет на прочность зубчатых колес

Рассчитываем модуль зубчатой передачи не только по напряжениям изгиба, но и по контактным напряжениям; из двух величин выбираем большую и приводим к стандартному значению:

, мм.

, мм.

где расчетами крутящий момент на валу шестерни (меньшего колеса) передачи в н м,

z число зубьев шестерни;

i передаточное число, равное отношению числа зубьев большего колеса к числу зубьев меньшего колеса ( ), независимо от того, понижающей передача или повышающая;

знак плюс для подач наружного зацепления, минус внутреннего;

- коэффициент формы зуба, для z=20 =0,4

,

b рабочая ширина зубчатого венца колеса в мм;

коэффициенты, учитывающие увеличение нагрузки на передачу по сравнению с номинальной вследствие неравномерного характера процесса резания в работы привода;

где ‑ коэффициент перегрузки, =1,2, , ‑ коэффициенты динамичности нагрузки, из-за изготовления и монтажа =1,05, =1,03

коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

для

допускаемое напряжение на изгиб и контактную прочность а определяются по формулам:

=1,9·10⁸·1,2·1,4=2,96·10⁸ Па,

=9,5·10⁸·1,62=15,4·10⁸ Па.

‑ длительные пределы выносливости зубьев при расчете на изгиб и контактную прочность в

‑ коэффициент, учитывающий влияние режима шлифования зубьев на величину допускаемого изгибного напряжения

‑ коэффициенты переменности режима работы,

,

где - расчетное (базовое) число циклов нагружения при испытании материала шестерни на усталостную прочность, =7·10⁷

- количество передач в группе, =2

- расчетная частота вращения шестерни в мин^-1; =219,63об./мин,

‑ коэффициенты увеличения и , зависящие от степени универсальности станка в расположения передачи (ближе к выходному валу).

;

;

;

,

таким образом

мм,

Принимаем по стандартному ряду m=3мм.

Остальные модули прямозубых зубчатых колес рассчитаны с помощью ЭВМи результаты расчета сводим в табл. 3.3.1.

3.4 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

Диаметры делительных окружностей определяются по зависимости:

d_wi=m_i·z_i,

Диаметры окружностей вершин определяются по зависимости:

d_ai=d_wi+2m_i,

Диаметры окружностей впадин определяются по зависимости:

d_fi=d_wi-2,5m_i.

Определяем межцентровые расстояния между валами по формуле:

.

Определяем ширину зубчатых венцов по зависимости:

b₁=10·m=10·3=30мм

b₂=10·m=10·3=30мм

b₃=10·m=10·3=30мм

b₄=10·m=10·3=30мм

b₅=10·m=10·2,5=25мм

b₆=10·m=10·2,5=25мм

b₇=10·m=10·2,5=25мм

b₈=10·m=10·2,5=25мм

b₉=10·m=10·3=30мм

b₁₀=10·m=10·3=30мм

b₁₁=10·m=10·3=30мм

b₁₂=10·m=10·3=30мм

b₁₃=10·m=10·3=30мм

b₁₄=10·m=10·3=30мм

b₁₅=10·m=10·2,5=25мм

b₁₆=10·m=10·2,5=25мм

b₁₇=10·m=10·2,5=25мм

b₁₈=10·m=10·2,5=25мм

Таблица 3.3.1 - Исходные данные для расчета модуля и результаты расчета

Таблица 3.4.1 – Геометрические параметры зубчатых прямозубых колес.

3.5 Уточненный расчет вала

Характеристики

Список файлов курсовой работы