Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематический расчет

1.1 Определение предельных чисел оборотов шпинделя

,

Руководствуясь выбранным прототипом принимаем n_max=2000 об/мин, тогда исходя из выше предложенной формулы об/мин

1.2 Фактическое число ступеней скорости

Число ступеней скорости.

1.3 Выбор геометрического ряда чисел оборотов

Зная придельные числа оборотов шпинделя, найдем промежуточные:

; ; ; …; .

Но построенный таким образом геометрический ряд чисел оборотов будет зависеть от точности расчетов, для устранения этого недостатка выпишем нормализованные числа оборотов по ГОСТ 8032 - 56 в зависимости от знаменателя ряда:

n₁ = 40 об/мин,

n₂ = 50 об/мин,

n₃ = 63 об/мин,

n₄ = 80 об/мин,

n₅ = 100 об/мин,

n₆ = 125 об/мин,

n₇ = 160 об/мин,

n₈ = 200 об/мин,

n₉ = 250 об/мин,

n₁₀ = 315 об/мин,

n₁₁ = 400 об/мин,

n₁₂= 500 об/мин,

n₁₃= 630 об/мин

n₁₄= 800 об/мин

n₁₅= 1000 об/мин

n₁₆= 1250 об/мин

n₁₇= 1600 об/мин

n₁₈= 2000 об/мин

([4], с. 17 - 19).

1.4 Разработка принципиальная кинематическая схема коробки скоростей

Рис. 1. Принципиальная кинематическая схема коробки скоростей

1.5 Построение структурных сеток и картины чисел оборотов

Рис. 2 Структурная сетка Z = 18 = 3₃^.3₁^.(1₉+1)

Рис. 3. График чисел оборотов

При построении структурной сетки должно выполняться условие: , в данном случае , условие выполняется.

При построении графика чисел оборотов необходимо выбирать на промежуточных валах такие точки, чтобы передаточные отношения были в пределах допустимых и , т.е. чтобы при выбранном значении ц между точками линии число интервалов не превышало для понижающей передачи 6, а для повышающей передачи 3. ([1], с. 136 - 139).

1.6 Определение диаметров шкивов

Диаметры шкивов находим через передаточное отношение передачи:

Принимаем тип ремня А, диаметр меньшего шкива d₁ = 90 мм,

, , принимаем d₂ = 82 мм.

2. Силовой расчет коробки скоростей

2.1 Выбор электродвигателя главного движения

Выбор мощности электродвигателя производим методом аналога. В соответствии с заданным размером наибольшего наружного диаметра обрабатываемого изделия по каталогу-справочнику выбираем прототип: станок модели 1К625Д. Выбираем электродвигатель 160М8/727 с механическими характеристиками: P = 11 кВт, n = 727 об/мин.

2.2 Приближенный расчет валов

Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей.

	Определение вращающих моментов на валах привода
	T1=	144,5
	Передаточные отношения:	КПД
	i0=	0,91		n рем=	0,95
	i1=	2		n муфты=	0,98
	i2=	1		n подш=	0,99
	i3=	0,5		n зуб=	0,97
	i4=	1,25
	i5=	1
	i6=	0,8
	i7=	2
	i8=	4
	Расчет
Варианты	T2=T1*i0*n рем=	124,9203
1	T3=T2*i1*n =	232,7959
2	T3=T2*i2*n =	116,398
3	T3=T2*i3*n =	58,19898
1 1	T4=T3*i4*n=	276,648
1 2	T4=T3*i5*n=	221,3184
1 3	T4=T3*i6*n=	177,0547
2 1	T4=T3*i4*n=	138,324
2 2	T4=T3*i5*n=	110,6592
2 3	T4=T3*i6*n=	88,52735
3 1	T4=T3*i4*n=	69,16199
3 2	T4=T3*i5*n=	55,32959
3 3	T4=T3*i6*n=	44,26368
1 1 1	T5=T4*U6*n=	526,0168
1 1 2	T5=T4*U7*n=	257,7482	муфта
1 2 1	T5=T4*U6*n=	420,8134
1 2 2	T5=T4*U7*n=	206,1986	муфта
1 3 1	T5=T4*U6*n=	336,6507
1 3 2	T5=T4*U7*n=	164,9589	муфта
2 1 1	T5=T4*U6*n=	263,0084
2 1 2	T5=T4*U7*n=	128,8741	муфта
2 2 1	T5=T4*U6*n=	210,4067
2 2 2	T5=T4*U7*n=	103,0993	муфта
2 3 1	T5=T4*U6*n=	168,3254
2 3 2	T5=T4*U7*n=	82,47943	муфта
3 1 1	T5=T4*U6*n=	128,8741
3 1 2	T5=T4*U7*n=	65,7521	муфта
3 2 1	T5=T4*U6*n=	103,0993
3 2 2	T5=T4*U7*n=	51,54965	муфта
3 3 1	T5=T4*U6*n=	82,47943
3 3 2	T5=T4*U7*n=	41,23972	муфта
1 1 1 1	T6=T5*U9*n=	2000,33
1 2 1 1	T6=T5*U8*n=	1600,264
1 3 1 1	T6=T5*U9*n=	1280,211
2 1 1 1	T6=T5*U8*n=	1000,165
2 2 1 1	T6=T5*U9*n=	800,1321
2 3 1 1	T6=T5*U9*n=	640,1057
3 1 1 1	T6=T5*U9*n=	490,0809
3 2 1 1	T6=T5*U9*n=	392,0647
3 3 1 1	T6=T5*U9*n=	313,6518

Определение диаметров валов.

Диаметр для вала I:

d= 38 мм

Диаметр для входного вала II:

Диаметр для промежуточного вала III

Диаметр для промежуточного вала VI

Вал V токарно-винторезного станка делается полым (с шлицевым соединением) для того, чтобы передавалось постоянное вращение на VI вал, а с него на вал IV (вал шпинделя)

Примем из конструктивных соображений d=81 мм, а D=110 мм

3. Определение фактических чисел оборотов и передаточных отношений

	начальное число оборотов	800
	фактические передаточные отношения
	i1=	2,0303
	i2=	1
	i3=	0,4925
	i4=	1,2564
	i5=	1
	i6=	0,7894
	i7=	2
	i8=	4,0526
	фактические числа оборотов
	1	40	38,69350833	3,3
	2	50	48,61452387	2,8
	3	63	61,58414475	2,2
	4	80	78,55942997	1,8
	5	100	98,70206781	1,3
	6	125	125,0342891	0,0
	7	160	159,5115329	0,3
	8	200	200,41029	-0,2
	9	250	253,8767291	-1,6
	10	315	313,6186237	0,4
	11	400	394,0304389	1,5
	12	500	499,15181	0,2
	13	630	636,7398918	-1,1
	14	800	800	0,0
	15	1000	1013,42792	-1,3
	16	1250	1292,872877	-3,4
	17	1600	1624,365482	-1,5
	18	2000	2057,721665	-2,9

3.1 Расчет зубчатых передач

Теоретические сведения

Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния a_w^`, мм

Где T₁ - вращающий момент на шестерне,

К=10, коэффициент зависит от твердости зубьев шестерни и колеса.

Окружную скорость v, м/с, вычисляют по формуле:

Степень точности зубчатой передачи назначают по таблице 2.5

Степень точности равно 6

Уточняют предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

К_а=450 - для прямозубых колес

- при несимметричном расположении колес

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина:

Модуль передачи

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни и колеса

Фактическое передаточное отношение

Фактическое передаточное отношение не должно отличаться более чем на 5%.

Диаметры колес

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления



Проверка зубьев по контактным напряжениям.

Где Z=9600 для прямозубых колес.

Если расчетное напряжение меньше допускаемого в пределах 15-20% или больше в пределах 5% то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные.

Силы в зацеплении

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

В зубьях колеса:

В зубьях шестерни



3.2 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Т = 144,56 Нм - крутящий момент на валу двигателя;

u _р.п. = 0,91 - передаточное число ременной передачи;

n = 727 мин^-1 - частота вращения двигателя;

Р = 11 кВт - передаваемая мощность передачи.

d₁ = 90 мм, d₂ = 82 мм, тип ремня А - определены в пункте 1.6.1.

Предварительное значение межосевого расстояния.

Межцентровое расстояние определяется конструктивными особенностями привода. Рекомендуемое межцентровое расстояние вычисляют по формуле:

0,7• (d₁ + d₂) < a < 2•(d₁ + d₂)

0,7• (90 + 82) < a < 2•(90 + 82)

120,4 < a < 344

Принимаем, а = 160 мм.

Скорость ремня.

Длина ремня и действительное значение межосевого расстояния.

,

округлим до стандартного значения по ГОСТу 1284.1 - 89 L = 600 мм.

,

где: ;

;

Угол обхвата на меньшем шкиве.

Число ремней.

, где

С_Z = 0,75 - коэффициент числа ремней;

Р₀ = 3,6 кВт - номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем при спокойной работе, в зависимости от скорости ремня;

С_б = 0,98 - коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата;

С_L = 0,77 - коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня;

, принимаем z = 5.

Сила предварительного натяжения одного клинового ремня.

,

где: q_m = 0,105 кг/м - масса 1 м ремня,

Силы натяжения ветвей и сила, действующая на вал.

,

где - окружная сила,

Ширина шкива.

, где е = 15, f = 10, n = 5 - число канавок,

Долговечность ремня.

, где:

МПа - придел выносливости для материала ремня;

- напряжение растяжения в ремне, где д ?0,025•d₁ ?0,025•90?2,25 (мм), ;

- напряжение от центробежных сил, с_m = 1250 кг/м³ - плотность материала ремня, ;

- напряжение изгиба, где:

Е_и = 90 Мпа - модуль упругости при изгибе,

;

н_и = 2 - коэффициент, учитывающий разную степень влияния напряжений изгиба на малом и большом шкивах;

z_ш = 2 - число шкивов.

шпиндель кинематический станок зубчатый

3.3 Уточненный расчет валов

Расчет быстроходного вала (вала II).

Определение сил, действующих на вал.

Консольная нагрузка, действующая на вал F_В = 2550 Н;

Крутящий момент на валу Т_II = 124,9 Н•м;

Силы в цилиндрической прямозубой зубчатой передаче:

Окружная ,

Радиальная

Определим реакции в опорах:

Рассмотрим силы в вертикальной плоскости:

:

,

:

,

Проверка :

.

Рассмотрим силы в горизонтальной плоскости:

:

,

:

,

Проверка :

.

Определим суммарные реакции в опорах:

,

.

Определим в опасном сечении значение коэффициента запаса усталостной прочности:

,

где [S] = 1,5 - 2,5 - минимальное допускаемое значение коэффициента S

Выбираем материал вала: Ст 5: НВ = 190, _В = 520 МПа, _Т = 280 МПа; _Т = 150 МПа; _-1 = 220 МПа; _-1 = 130 МПа; = 0,06 (по таблице 10.2 [7], с. 165)

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

Так как нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, то _а = _{И, м} = 0 тогда:

, , , где

_-1D - предел выносливости вала в рассматриваемом сечении;

_-1 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба;

К_D - коэффициент снижения предела выносливости;

_а - напряжение в опасном сечении;

W - момент сопротивления сечения вала при изгибе.

, где

К - эффективный коэффициент концентрации напряжений; К=1,55;

К_F - коэффициент влияния качества поверхности; К_F=0,89;

K_V - коэффициент влияния поверхностного упрочнения; К_V = 1,7

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; К_d=0,77;

,

Для вала с одним шпоночным пазом:

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

.

Так как касательные изменяются по отнулевому циклу, то

, где

Wк - момент сопротивления сечения вала при кручении;

Т - крутящий момент на валу.



, где

_-1D - предел выносливости вала в рассматриваемом сечении;

_-1 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

K_D - коэффициент снижения предела выносливости.

, где

К - эффективный коэффициент концентрации напряжений; К=1,4;

K_F - коэффициент влияния качества поверхности; K_F=0,94;

K_V - коэффициент влияния поверхностного упрочнения; К_V = 1,7

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; К_d=0,73;

_,

,

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла:



;

Изменим диаметр вала

d=d_П=25 мм, d_ПБ=30 мм.

условие выполняется

Расчет промежуточного вала (вала III).

Определение сил, действующих на вал.

Крутящий момент на валу Т_III = 116,39 Н•м;

Силы в цилиндрических прямозубых зубчатых передачах:

Окружные ,

,

Радиальные ,

.

Определим реакции в опорах:

Рассмотрим силы в вертикальной плоскости:

:

,

:

,

Проверка :

.

Расчет шпинделя (вала V).

Силы резания

Определение сил, действующих на шпиндель.

z = 216, m=2,5 мм.

Распорная сила Т,



От силы Т

В горизонтальной плоскости на шпиндель действует сила

В вертикальной плоскости на шпиндель действует усилие от силы Р

И силы Т:

В вертикальной плоскости на шпиндель действует усилие

Из расчетных схем находим реакции в опорах A и Б

В горизонтальной плоскости

Расчет V вала на сопротивление усталости.

Определим в опасном сечении значение коэффициента запаса усталостной прочности:

,

где [S] = 1,5 - 2,5 - минимальное допускаемое значение коэффициента S

Выбираем материал вала: Сталь 45: НВ = 240, _В = 780 МПа, _Т = 540 МПа; _Т = 290 МПа; _-1 = 360 МПа; _-1 = 200 МПа; = 0,09 (по таблице 10.2 [7], с. 165)

Внешний диаметр вала примем равным 82 мм.

Внутренний диаметр пустоты вала примем равным 57 мм.

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

Так как нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, то _а = _{И, м} = 0 тогда:

, , , где

_-1D - предел выносливости вала в рассматриваемом сечении;

_-1 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба;

К_D - коэффициент снижения предела выносливости;

_а - напряжение в опасном сечении;

W - момент сопротивления сечения вала при изгибе.

, где

К - эффективный коэффициент концентрации напряжений; К=1,45;

К_F - коэффициент влияния качества поверхности; К_F=0,87;

K_V - коэффициент влияния поверхностного упрочнения; К_V = 1

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; К_d=0,88;

,

Для вала с прямобочными шлицами:



Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

.

Так как касательные изменяются по отнулевому циклу, то

, где

Wк - момент сопротивления сечения вала при кручении;

Т - крутящий момент на валу.

, где

, где

К - эффективный коэффициент концентрации напряжений; К=2,25;

K_F - коэффициент влияния качества поверхности; K_F=0,93;

K_V - коэффициент влияния поверхностного упрочнения; К_V = 1

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; К_d=0,77;

_,

,

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла:

;

условие выполняется.

Размещено на Allbest.ru

...