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

Текст из файла (страница 4)

Нагрузка на ремень. Исходные данные: номинальная мощность Р, передаваемая ремнем, кВт; частота вращения меньшего шкива n₁, об/мин; передаточное отношение передачи u.

Предварительно выбираем модуль передачи (мм):

Принимая модуль стандартным, по табл. 5.1 определяем наименьшее допускаемое число зубьев меньшего шкива z₁, вычисляем диаметр его делительной окружности D₁= mz₁, и окружную скорость ремня (м/с):

Принимаю модуль m =4мм, z₁=16

D₁=4*16=64мм

м/с

Табл. 6.1 Наименьшее допускаемое число зубьев меньшего шкива

Допускаемая удельная окружная сила, передаваемая ремнем:

m, мм 2 3 4 5 7 10

F₀, Н/см 5 10 25 35 45 60

Удельная расчетная сила, передаваемая ремнем (Н/см), при которой долговечность передачи составляет 3000 — 5000 ч,

F=F₀k_ik_Zok_Hk_bk_pk_vk_a,

где k_i=2 — коэффициент, учитывающий передаточное число передачи

k_Zo=0.9 — коэффициент, учитывающий число зубьев на дуге обхвата меньшего шкива,

k_H=1 — коэффициент, учитывающий наличие в передаче натяжного ролика; k_b=1.03— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками каната;

k_p 0.62— коэффициент, учитывающий влияние режима и длительности работы передачи;

k_v=1 - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости ремня на его долговечность, а именно, снижение работоспособности зубьев ремня из-за повышения частоты их нагружения и износа;

k_a=0.95 — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня или межосевого расстояния а на его долговечность, а именно, повышение частоты нагружения зубьев ремней меньшей длины, их нагрев, неравномерность нагрузки по длине зубьев;

F=25*2*0.9*1*1.03*0.62*1*0.95=27.3 H

Расчетная окружная сила, передаваемая ремнем (H),

F_p = 1000Р/v=1000*1,24/3.35=370

Ширина ремня. Расчетная ширина ремня (мм)

b=F_p/F=370/27.3=13.56

Ширину ремня принимаем стандартной b= 20.

Табл. 5.2 Основные размеры ремней

Диаметр окружностей выступов, мм:

Высота зуба h₁=3.8 (табл. 5.3)

Табл. 5.3 Размеры зубьев шкива.

Диаметр окружностей впадин, мм:

На меньшем шкиве делают реборду высотой , равной модулю m.

Проверка ремня по давлению на его зубьях

Расчетное давление на зубьях ремня(МПа)

Ремень прошел проверку по давлению на зубьях, так как допускаемое [p]=1МПа.

Длина ремня:

L=2a+ (D₁ +D₂)=2*350+ (64+64)=900мм

6.2 Расчет вала

Диаметры вала определяем по формуле:

где [τк] – допускаемое касательное напряжение материала вала, мПа.

Для материала вала (принимаем сталь 45) для которой [τк] =20 мПа.

Расчетный диаметр вала:

мм

Принимаем следующие диаметр вала: d=15 мм

Уточненный расчет вала

Для проверочного расчета строим эпюру нагружения этого вала. Размеры вала определяем исходя из размеров упругой муфты, ширины зубчатых колес и ширины подшипников

Рис.6.2 Расчетная схема.

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:

Для зубчатого колеса:

H

Определяем радиальную силу:

Fr=Fttgα,

Где α – угол профиля зубьев. α=20

Для зубчатого колеса:

Fr1=330∙tg20=120 Н

H

H

Fr2=162,5∙tg20=59 Н

Fr3=222∙tg20=81 Н

Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы.

Составим уравнение равновесия вала в горизонтальной плоскости.

Составим уравнение равновесия вала в вертикальной плоскости.

Суммарные реакции:

Принимаем вал диаметром 20 мм.

6.3 Выбор шпоночных соединений

Рисунок 6.3 – Шпоночное соединение

Шпоночное соединение шкива с валом и ротором двигателя.

Шпонка ГОСТ 23360-78

Выбранная шпонка проверяется на смятие, по формуле:

;

где – вращательный момент, передаваемый шпонкой;

– диаметр вала;

– высота шпонки;

– рабочая длина шпонки, ;

– количество шпонок;

– допускаемое напряжение смятия, .

Пример: Шпонка ГОСТ 23360-78

;

.

6.4 Проверочный расчет подшипников вала

Основным расчетным параметром, который определяет работоспособность подшипниковой опоры, является долговечность подшипника, определяемая по формуле :

где – динамическая грузоподъемность;

– коэффициент формы тела качения, ;

– частота вращения подвижного кольца;

– приведенная нагрузка,

– коэффициент кольца, ;

– коэффициент безопасности, из таблицы 8.1 [8] ;

– коэффициент температурного режима ;

, – коэффициент приведения( , );

– радиальная и осевая нагрузка на подшипники:

,

Радиальный шариковый подшипник ГОСТ 8338 – 75.

205:

Второй вал

Для проверки правильности выбора подшипника, необходимо чтобы выполнялось условие

Опора А:

Опора В:

Выбранный подшипник удовлетворяет условию.

7. РАСЧЕТ динамических характеристик ПРИВОДА подач

Задачи расчета

Привод подачи станка при обработке детали нагружен крутящим моментом, который вследствие особенностей кинематики процесса резания, переменности припуска на детали и физико-механических свойств ее материала изменяется во времени. В результате в нем возникают крутильные колебания, обусловливающие динамические нагрузки, появление изгибных колебаний, снижение производительности обработки, уменьшение долговечности станка, а в некоторых случаях и потерю устойчивости его динамической системы. С целью обеспечения требуемого качества станка динамические характеристики привода рассчитывают при его проектировании и производят корректировку конструкции.

Составление расчетной схемы привода. Представим, что конструкция привода разработана в соответствии с кинематической схемой. Необходимо произвести его динамический расчет и анализ.

Рис. 7.1 - Кинематическая схема привода главного движения для динамического расчета

Определяем моменты инерции всех вращающихся элементов привода. Момент инерции (кгм²) детали, являющейся сплошным телом вращения, определяется по зависимости

где — плотность материала детали, кг/м³; d и l - диаметр и длина детали, м.

Детали длиной до 1,5—2 их диаметра принимают в качестве сосредоточенных масс. В рассматриваемой конструкции это ротор электродвигателя, шкивы, блоки зубчатых колес, муфты.

Валы являются распределенными массами. При длине вала до 300 мм к моментам инерции находящихся на нем сосредоточенных масс присоединяют треть момента инерции вала.

Моменты инерции муфт и шкивов рассчитаем как зубчатых колес:

где d, D – радиус вершин и радиус впадин зубчатого колеса;

h – ширина ступицы или зубчатого венца.

Все вычисленные моменты инерции заносим в таблицу 10.

Таблица 7.1 - Моменты инерции элементов привода подач.

Моменты инерции рабочего органа

,

где – передаточное отношение передачи винт-гайка;

– масса стола, ;

– шаг винта, .

Находим крутильную податливость элементов приводов. Зубчатые муфты и муфты фрикционного действия не учитываются. Крутильная податливость ременной передачи связана с расчетной длиной ветви между шкивами:

где L - межосевое расстояние, м; D₁ и D₂ —диаметры шкивов, м; V — скорость ремня, м/с;

Податливость ременной передачи:

k - коэффициент, учитывающий условия работы передачи: к = 1, когда окружная сила Р вдвое больше силы предварительного натяжения Р0, к = 2 при Р < 2Ра; Е — модуль упругости ремня, МПа (модуль упрутости зубчатых ремней со стальным кордом, клиновых ремней со шнуровым кордом плоских полимерных ремней соответственно равен 6000...35000МПа, 600...800,2200...3800 МПа); F - площадь поперечного сечения ремня, м2.

Крутильную податливость для сплошных валов:

где G – модуль упругости второго рода (810¹⁰ МПа), D – диаметр вала.

Крутильную податливость для сплошных валов:

Крутильная податливость зубчатой передачи обусловливается не только изгибом и контактной деформацией ее зубьев, но и дополнительным поворотом колес, который является следствием деформации опор и изгиба валов.

Составляющая крутильной податливости пары зубчатых колес, обусловленная изгибной и контактной деформацией их зубьев,

где k - коэффициент, для прямозубых колес равный 6, для косозубых — 3,6; - угол зацепления передачи, b – ширина зубчатого венца, d – делительный диаметр.

Характеристики

Список файлов курсовой работы