1 Назначение твердости и вида термической обработки зубчатых колес

Так как к габаритам привода предъявляются жесткие требования, принимаем в качестве термической обработки - объемную закалку [5]. Твердость поверхности зубьев - HRC 40…50.

2 Выбор материала зубчатых колес

Материал выбирается по таблице 2.2 [5] в зависимости от вида ТО.

Выбираем материал шестерни и колеса:

сталь 40Х ГОСТ 4543-71:; = 1000 МПа; = 600 МПа;

= 630 МПа; = 600 МПа.

Допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность:

40Х: [?]F= = = 270 МПа

где - придел изгибающей выносливости;

- коэффициент, для реверсивных передач равен KFC;

- коэффициент запаса прочности, =1.7;

- коэффициент долговечности,

где - при ТО: объемной закалке;

- базовое число циклов;

- эквивалентное число циклов,

циклов

- коэффициент эквивалентного нагружения;

- срок службы привода, .

При ;

Допустимые напряжения при расчете на контактную прочность:

40Х: [?]H= = = 500 МПа

где - придел контактной выносливости;

- коэффициент запаса прочности, ;

- коэффициент долговечности,

где - базовое число циклов;

- эквивалентное число циклов, ;

При ;

. Принимаем KHL=1

Проектный расчет.

При расчёте зубчатых колёс коробки скоростей модуль рассчитывается для каждой из передач в отдельности исходя из прочности зубьев на изгиб и прочности зубьев на контакт.

Расчет модулей передач производятся, по формулам:

mизг?, мм

где - допускаемые напряжения на изгиб;

- коэффициент формы зуба (выбирается из таблиц 2.3 [5]);

- число зубьев меньшего колеса;

- момент на валу меньшего колеса;

- коэффициент ширины зубчатого колеса (рекомендуется принимать

);

- коэффициент нагрузки который учитывает изменение нагрузки по сравнению с номинальной от действия различных факторов. Данный коэффициент выбирается из таблицы 3.2 [5]

mкр= , мм

где ?H - допускаемые напряжения на контакт, Н/см2. ?H=200 Н/см2,

С - коэффициент наклона зубьев. Для прямозубых С=310

Mкр - крутящий момент на валу.

Ккр - коэффициент напряжения. Ккр=1.5,

i - передаточное число (принимается i?1, т. е. для замедляющих передач берется величина обратная передаточному отношению).

?а - коэффициент ширины зубчатого колеса.

?а=

где b - ширина шестерни, мм

Принимаем ?=0.1.

а) Расчет модуля передач, с первого на второй валы.

mизг1? = 0.293 мм,

mкр1= = 0.231 мм.

б) Расчет модуля передач, со второго на четвертые валы.

mизг2? = 0.471 мм,

mкр2= = 0.349 мм.

в) Расчет модуля передач, с четвертого на пятый вал.

mизг3? = 0.475 мм,

mкр3= = 0.349 мм.

г) Расчет модуля передач, с пятого на третий вал.

mизг4? = 0.7 мм,

mкр4= = 0.58 мм.

д) Расчет модуля передач, со второго на третий вал.

mизг5? = 0.532 мм,

mкр5= = 0.298 мм.

Предварительный расчет валов.

Предварительный расчет вала позволяет примерно определить его диаметр для проверки условия сборки, поэтому все коэффициенты принимают слегка завышенными.

D=

Где - крутящий момент на валу.

-допустимые касательные напряжения. Принимаем =25МПа.

Расчет первого вала: D1= = 16.443 мм. Принимаем D1=25 мм

Расчет второго вала: D2= = 22.21 мм. Принимаем D2=30 мм

Расчет третьего вала: D3= = 54.019 мм. Принимаем D3=60 мм

Расчет четвертого вала: D4= =34.721 мм. Принимаем D4=40 мм

Расчет пятого вала: D5= = 34.374 мм. Принимаем D5= 40 мм

7. Определение параметров зубчатых колес

Определение основных параметров зацепления

К основным параметрам зубчатых колес относятся модуль, межосевое расстояние, ширина зубчатых колес, диаметр делительной окружности, диаметр вершин зубьев и диаметр впадин зубьев [5].

Диаметр делительной окружности

di=zi•m;

Диаметр окружности вершин

dai=m•(zi+2);

Диаметр окружности впадин

dfi=m•(zi-2.5);

Межосевое расстояние

aw=m•?zi

Ширина зубчатого венца

Таблица 7.1 - Значение параметров зубчатых колес

Межосевое расстояние между первым и вторым валами:

aw1=m•?z1=4•84=168 мм.

Межосевое расстояние между вторым и третьим валами:

aw2=m•?z2=4•96=192 мм.

Межосевое расстояние между вторым и четвертым валами:

aw3=m•?z3=4•95=190 мм.

Межосевое расстояние между четвертым и пятым валами:

aw4=m•?z4=4•90=180 мм.

Межосевое расстояние между пятым и третьим валами:

aw5=m•?z5=4•105=210 мм.

Толщину зубчатых колес принимаем: b=m•?m=4•0.5=20 мм.

8. Уточненный расчет второго вала

8.1 Определение нагрузок действующих на вал

Нагрузки, действующие со стороны цилиндрических передач (рисунок 4):

Окружная сила

Fti=

где - диаметр делительной окружности шестерни.

Радиальная сила

Fri= Fti•tg ?

Первая передача

Ft1= = 489.108 H,

Fr1= 489.108•tg 20 = 178.021 H.

Вторая передача

Ft2= = 570.625 H,

Fr2= 570.625•tg 20 = 207.691 H.

Третья передача

Ft3= = 1441.58 H,

Fr3= 1441.58•tg 20 = 524.692 H.

Как было указано в подразделе 3.4, проверочный расчет ведем по первой передаче, которая обеспечивает частоту вращения nII=630 об/мин

8.2 Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Рассмотрим вал (рисунок 5) в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы.

Составим уравнение равновесия вала в вертикальной плоскости.

?F=0

= 0

?=0

= 0

= = =64.613 H

= =-178.021+207.691+64.613=94.283 H

Составим уравнение равновесия вала в горизонтальной плоскости.

?F=0

= 0

?=0

= 0

= = =177.522 H

= = -489.108+570.625+177.522=259.04 H

По найденным реакциям строим эпюру изгибающих и крутящих моментов (рисунок 6)

Рисунок 8.1 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Определение полной реакции в опорах:

= = 188.915 H,

= = 275.665 H.

9. Выбор элементов передающих крутящий момент

К элементам передающим крутящий момент относят детали в соединениях зубчатых колес с валами, передающие крутящий момент, и электромагнитные муфты.

В качестве сединительных элементов в соединении зубчатых колес с валами принимаем шпоночные соединения.

Параметры шпонок установленных на валах имеют следующие значения:

На первом валу:

bxhxl=7x7x10мм, t1=4мм, t2=3.3мм

На втором валу:

bxhxl=10x8x10мм t1=5мм, t2=3.3мм

На четвертом валу:

bxhxl=12x8x8мм, t1=5мм, t2=3,3мм.

На пятом валу:

bxhxl=12x8x8мм, t1=5мм, t2=3,3мм.

Проверяем выбранные шпонки на прочность.

Шпонки подлежат проверке на смятие, которая проводится по формуле

см = [см]

где Мкр -крутящий момент на валу, принимается согласно таблицы 1.2;

d - диаметр вала;

h - высота шпонки;

lр - рабочая длина шпонки;

[см] - допускаемые напряжения смятия для материала шпонки, для стали

[см] = 150 МПа.

Рабочая длина шпонки определяется по формуле:

lр = lшп - b

где lшп - длина шпонки;

b - ширина шпонки.

для шпонки на первом валу:

см = =50.811 150 МПа

для шпонки на втором валу:

см = =91.3 150 МПа

для шпонки на четвертом валу:

см = = 132,7 150 МПа

для шпонки на пятом валу:

см = = 131,7 150 МПа

Все выбранные шпонки соответствуют условию прочности при проверке на смятие.

Проверка на прочность шлицевого вала

Шлицы подлежат проверке на смятие, которая проводится по формуле:

?см=?[?]см

где [] - допускаемые напряжения смятия для материала шлицев, для стали, [] = 150 МПа.

-крутящий момент на валу, Нмм;

z- число зубьев шлицевого соединения;

D,d-наружный и внутренний диаметры соединения соответственно, мм;

lст- длина ступицы насаженной на вал, мм.

Выбираем шлицевое соединение средней серии 8?52?60

?см= 41.888 МПа.

Выбранные шлицы соответствуют условию прочности при проверке на смятие.

10. Разработка системы управления

Для управления коробкой скоростей станка применяются контактные электромагнитные муфты ЭМ…2 и бесконтактные электромагнитные муфты ЭМ…4. Применение таких муфт позволяет осуществлять переключение передач во время работы станка, как в холостом режиме работы, так и под нагрузкой [3].

Для питания электромагнитных муфт обычно применяются селеновые выпрямители. На рисунке 8 показана система питания группы электромагнитных муфт. Муфты включают и отключают по посредством управляющих контактов УК1, УК2 и т. д. При отключении муфты исчезающее магнитное поле наводит в её катушке э. д. с. Большой величины. Она может вызвать пробой изоляции катушки. Чтобы понизить э. д. с. нужно замедлить уменьшение магнитного поля. Это достигается применением резисторов R1, R2. Э. д. с. самоиндукции направлена в сторону убывающего тока; под ее действием по замкнутому через резистор контуру будет некоторое время протекать затухающий ток, который замедлит изменение магнитного потока и уменьшит величину э. д. с. Часто применяют вентили В1, В2. Они не пропускают тока через разрядные резисторы R1, R2, когда муфты включены, и в это время не будет потерь энергии в резисторах.

Для переключения передач выбираем электромагнитные муфты с магнитопроводящими дисками с контактным токопроводом (5, с.324). Исходными данными для выбора электромагнитных муфт являются передаваемый крутящий момент и посадочный диаметр.

Для первого вала: одна муфта ЭМ2-05: D=25, nдоп=25 H•м.

Для первого вала: одна муфта ЭМ2-07: D=30, nдоп=63 H•м.

Для первого вала: одна муфта ЭМ2-11: D=40, nдоп=400 H•м.

Для первого вала: одна муфта ЭМ2-11: D=40, nдоп=400 H•м.

Для первого вала: одна муфта ЭМ2-13: D=60, nдоп=1000 H•м.

11. Выбор подшипников

В качестве диаметров шипов под подшипники принимаем диаметры соответствующих валов. Закрепление будет осуществляться стопорными кольцами и дистанционными втулками.

Учитывая элементы расположенные на валах а также по полученным диаметрам шипов, выбираем подшипники, пользуясь справочником [9].

Первый вал

Радиально-упорный роликовый подшипник ГОСТ 27365-87.

305: D=62 мм, d=25 мм, B=17 мм

Радиальный шариковый подшипник ГОСТ 8338-75

1000805: D=37 мм, d=25 мм, B=19 мм.

Второй вал

Радиально-упорный роликовый подшипник ГОСТ 27365-87.

306: D=72 мм, d=30 мм, B=17 мм

Радиальный шариковый подшипник ГОСТ 8338-75

1000806: D=42 мм, d=30 мм, B=7 мм.

Третий вал

Радиально-упорный роликовый подшипник ГОСТ 27365-87.

312: D=130 мм, d=60 мм, B=31 мм

Радиальный шариковый подшипник ГОСТ 8338-75

1000812: D=78 мм, d=60 мм, B=10 мм.

Радиальный роликовый подшипник ГОСТ 7634-75

112: D=95 мм, d=60 мм, B=26 мм

Четвертый вал

Радиально-упорный роликовый подшипник ГОСТ 27365-87.

308: D=90мм, d=40 мм, B=23 мм

Радиальный шариковый подшипник ГОСТ 8338-75

1000808: D=52 мм, d=40мм, B=7 мм.

Пятый вал

Радиально-упорный роликовый подшипник ГОСТ 27365-87.

308: D=90мм, d=40 мм, B=23 мм

Радиальный шариковый подшипник ГОСТ 8338-75

1000808: D=52 мм, d=40 мм, B=7 мм.

12. Определение системы смазки

Смазочная система станка служит для подачи смазочного материала ко всем трущимся поверхностям.

Существует несколько схем подвода смазочного материала к трущимся поверхностям. На практике принимают индивидуальную и централизованную системы смазок.

Индивидуальная схема служит для подвода смазочного материала к одной смазочной точке, централизованная к нескольким точкам. В нераздельной схеме нагнетательное устройство присоединено к смазочной точке постоянно, в раздельной оно подключается только на время подачи смазочного материала. В проточной системе жидкий или пластичный материал используется один раз. В циркуляционной системе жидкий материал подается повторно. В системах дроссельного дозирования объем смазочного материала, подаваемого к смазочной точке регулируется дросселем. В системах объемного дозирования могут регулироваться не только доза, но и частота подачи. В комбинированных системах могут быть предусмотрены объемное и дроссельное регулирование. Системы с жидким смазочным материалом в зависимости от способа его подачи к поверхностям трения могут быть разбрызгивающими, струйными, капельными, аэрозольными.

Для данной коробки скоростей принимаем централизованную систему смазки: непрерывную, путем разбрызгивания. Данное устройство располагают выше мест смазывания.