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

Текст из файла (страница 3)

5.1 Расчет коэффициента полезного действия

Определяем эффективную мощность станка затрачиваемую на процесс резания:

5.2 Мощность холостого хода

Для станков с главным вращательным движением приблизительно можем найти по такой формуле:

где dср. – среднее арифметическое в мм. диаметров всех опорных (подшипниковых) шеек валов коробки скоростей станка. dср=30…50мм. dшп. - среднее арифметическое в мм. диаметров всех опорных шеек шпинделя. (70…120мм.). С =2 (для подшипников скольжения); n1, n2, n3 – частоты вращения в мин^-1 валов коробки скоростей.

5.3 Расчетный КПД станка

Определяют в зависимости :

;

5.4 Мощность главного двигателя

Мощность главного двигателя определяют по формуле:

Из выше перечисленных расчетов можновыбрать двигатель безступенчатым изменением скоростей. Выбираем двигатель серии 4П, ближайший по мощности двигатель 4ПФ112S с креплением на фланце, мощностью кВт, частотой вращения . ; ; ;

5.5 Определение коэффициента полезного действия

Определение коэффициента полезного действия станка производим позависимости:

;

Где N_дв.ф. – мощность электродвигателя по подобраному каталогу.

КПД станков с главным вращательным движением должен быть не ниже 0,7.

5.6 Расчет крутящих моментов на валах приводов станков

М_кр.вал = 9740 [Н·м];

где номинальная мощность главного электродвигателя в кВт;

- кпд механизма от вала электродвигателя до рассматриваемого вала;

-расчетная частота вращения вала в мин^-1;

M_kp.1 = 9750· Н·м;

M’_kp.2 = 9750· Н·м;

M’’_kp.3 = 9750· Н·м;

M’_kp.4= 9750· Н·м;

6. Прочностной расчет основных элементов коробки скоростей

6.1 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:

6.1.1 Расчет первой передачи

, 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, =1,4;

, ‑ коэффициенты динамичности нагрузки, из-за изготовления и монтажа

При и

; =1,35; =1,23;

коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

для ;

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

=2,9·10⁸·0,9·1,3=3,4·10⁸ Па,

=11·10⁸·0,71=7,8·10⁸ Па.

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

‑ коэффициент, учитывающий влияние режима шлифования зубьев на величину допускаемого изгибного напряжения, =0,9;

‑ коэффициенты переменности режима работы,

,

где - расчетное (базовое) число циклов нагружения при испытании материала шестерни на усталостную прочность, =1,2·10⁸

- количество передач в группе, =2

- расчетная частота вращения шестерни в мин^-1; =370об./мин,

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

;

;

;

,

таким образом

мм,

Принимаем по стандартному ряду m=2,5мм.

6.1.2 Расчет второй передачи

- коэффициент формы зуба, для z=23 =0,4

,

b рабочая ширина зубчатого венца колеса в мм;

Принимаем ;

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

;

;

где ‑ коэффициент перегрузки, =1,4;

, ‑ коэффициенты динамичности нагрузки, из-за изготовления и монтажа

При и

; =1,15; =1,1;

коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

для ;

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

=2,9·10⁸·0,9·1,3=3,4·10⁸ Па,

=11·10⁸·0,98=10,8·10⁸ Па.

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

‑ коэффициент, учитывающий влияние режима шлифования зубьев на величину допускаемого изгибного напряжения, =0,9;

‑ коэффициенты переменности режима работы,

,

где - расчетное (базовое) число циклов нагружения при испытании материала шестерни на усталостную прочность, =1,2·10⁸

- количество передач в группе, =2

- расчетная частота вращения шестерни в мин^-1; =185об./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.

6.1.3 Расчет третьей передачи

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

,

b рабочая ширина зубчатого венца колеса в мм;

Принимаем ;

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

;

;

где ‑ коэффициент перегрузки, =1,4;

, ‑ коэффициенты динамичности нагрузки, из-за изготовления и монтажа

При

; =1,35; =1,23;

коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

для ;

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

=2,9·10⁸·0,9·1,3=3,4·10⁸ Па,

=11·10⁸·0,98=10,8·10⁸ Па.

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

‑ коэффициент, учитывающий влияние режима шлифования зубьев на величину допускаемого изгибного напряжения, =0,9;

‑ коэффициенты переменности режима работы,

,

где - расчетное (базовое) число циклов нагружения при испытании материала шестерни на усталостную прочность, =1,2·10⁸

- количество передач в группе, =3

- расчетная частота вращения шестерни в мин^-1; =50об./мин,

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

;

;

;

,

таким образом

мм,

Принимаем по стандартному ряду m=4мм.

6.2 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

Диаметры делительных окружностей определяются по зависимости:

;

Диаметры окружностей вершин определяются по зависимости:

;

Диаметры окружностей впадин определяются по зависимости:

;

Определяем межцентровые расстояния между валами по формуле:

;

Определяем ширину зубчатых венцов по зависимости:

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

6.3 Предварительный расчет диаметров валов

[м];

= 30 Мпа (для стали 40)

принимаем d=20 мм,

принимаем d=30 мм,

принимаем d=40 мм,

принимаем d=60 мм,

2. Уточненный (проверочный) расчет валов

Для наглядности изобразим схему зацепления, на которой покажем все силы, действующие на валы.

Рисунок 6.1 –Схема сил действующих на валы.

Окружные силы:

;

;

;

;

Радиальная сила:

,

Рис. 6.2.-Эпюры изгибающих и крутящих моментов.

гор.:

∑ У=0:

Ra+Rв-7337-6062=0,

∑Ma=0: 7337∙182,5+6062∙(182,5+87,5)-Rв∙491=0,

Rв=7040Н,

Rа=6359Н,

верт.:

∑ У=0:

Ra+Rв-3031,1-2206=0,

∑Ma=0:

3031,1∙182,5+2206∙(182,5+87,5)-Rв∙491=0,

Rв=3466Н,

Rа=1771,1Н.

Расчет валов на прочность производят по формуле:

Н/м²

где ‑ приведенное напряжение (изгиб плюс кручение) в Па;

‑ расчетный крутящий момент на валу в Н·м;

‑ наибольший изгибающий момент в опасном сечении вала (шпинделя) в Н·м:

где максимальные изгибающие моменты в опасном сечении в Н·м,

,

момент сопротивления изгибу в опасном сечении в м³;

,

‑ допускаемое напряжение на изгиб в Н/м²,

Принимаем для валов сталь 35 нормализованную с .

.

7. Выбор и расчет шпоночных соединений

7.1 Выбор шпоночных и шлицевых соединений

1. Шпоночное соединение колеса с валом.

Шпонка ГОСТ 23360-78

1. Шпоночное соединение колеса с валом.

Шпонка ГОСТ 23360-78

Второй вал

1)Шпоночное соединение, колеса с валом.

Шпонка ГОСТ 23360-78

2) Шпоночное соединение муфты с валом.

Шпонка ГОСТ 23360-78

Третий вал

1) Шпоночное соединение муфты с валом.

Шпонка ГОСТ 23360-78

2) Шпоночное соединение муфты с валом.

Шпонка ГОСТ 23360-78

7.2 Расчет шпоночного соединения

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

8. Выбор и расчет подшипников

8.1 Выбор подшипников

Подшипники выбираем, пользуясь справочником [9].

Первый вал

Характеристики

Список файлов курсовой работы