Размещено на http://www.allbest.ru/

УГАТУ ТМ-599

Содержание

1.Введение

2.Исходные данные

3.Определение технической характеристики проектируемого станка

4.Разработка кинематической схемы станка

4.1 Построение структурной сетки

4.2 Построение диаграммы частот вращения

5. Определение параметров передач

5.1 Определение передаточных отношений

5.2 Определение чисел зубьев и диаметров шкивов

6. Определяем диаметры шкивов ременной передачи

7. Проверочный расчет фактических частот вращения

8. Определение мощности на валах

9. Определение крутящего момента на валах

10. Предварительный расчёт валов

11. Расчет зубчатых колёс

11.1 Расчёт межосевого расстояния

11.2 Расчёт модулей

12. Геометрический расчёт зубчатой передачи

12.1 Нахождение делительного диаметра колёс

12.2 Определение ширины венца зубчатых колёс

13. Прочностные расчеты

13.1 Расчёт вала на прочность

13.2 Расчет зубчатых передач на прочность

13.3 Расчетное значение контактного напряжения

13.4 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

14. Проверка подшипников на грузоподъемность

14.1 Проверка подшипников на долговечность

15. Расчёт шлицевого соединения

16. Расчёт шпоночного соединения

17.Расчёт ремённой передачи

18.Список использованной литературы



1. Введение

При проектировании новых моделей станков необходимо учитывать повышение технологических возможностей металлорежущего инструмента с применением минералокерамики, твердых сплавов с износостойким покрытием, абразивных инструментов из синтетического алмаза, эльбора и др. Решение стоящей перед станкостроением задачи требует развития науки о станках и подготовки высококвалифицированных специалистов в данной области.

Проектирование сложных агрегатов, какими являются современные металлорежущие станки, производится, как правило, на основе имеющихся прототипов или аналогичных конструктивных решений. При создании нового станка используются отработанные и всесторонне испытанные конструкции почти всех его основных узлов.

Конструирование станка начинают с подбора необходимы для выполнения проекта чертежей, технических испытаний и других архивных материалов.

Одним из основных требований, которые предъявляются к современным металлорежущим станкам, является точность их работы, т.е. стабильность обеспечения станком заданной геометрической формы обработанной детали, качества ее поверхности, определяющих основные параметры формы.

Проектирование металлорежущего станка начинается с разработки его принципиальной схемы, которая должна определить принимаемый метод обработки, возможность обработки с одной установки и ее последовательность, а также необходимость и возможность применения многоинструментной обработки.

Теория металлорежущих станков - это, прежде всего, практическая наука, направление её развития формируют технические требования к деталям машин, которые выдвигает практика, с решением задач высокой производительности и экономичности технологических операций. В связи с этим появилось много научных подходов к исследованию процессов обработки металлов, конструкторских решений в проектных работах по созданию новых и модификации существующего металлорежущего оборудования, направлений развития станкостроения в целом, из них основные это, прежде всего, разработка методов кинематического расчёта станков, методов оценки и расчёта точности станков, методов исследований в области жёсткости станков и элементов станка, методов расчёта механизмов и деталей станков; разработка теории производительности и автоматизации станков, исследование и разработка научных основ по динамике станков, исследования в области программного, в том числе адаптивного управления станками, разработки методов расчёта станков на надёжность, долговечность и износостойкость.



2. Исходные данные

металлорежущий станок вал подшипник

Тип станка - горизонтально-фрезерный консольный;

Диапазон регулирования R_n = 100;

Размерная характеристика станка: №0 (стол станка 200 х 800 мм);

Обрабатываемый материал: конструкционная сталь твердость НВ160…260;

Характер обработки: черновая;

Компоновка привода: раздельая;

Структура привода: нормальная;

Способ регулирования: ступенчатое;

Электродвигатель: двухскоростной;

Способ переключения скоростей: ручное;

Сборочная единица: шпиндельный узел с переборным устройствром.

Знаменатель ряда значений скоростей главного движения: =1,25 (принят как рекомендуемое значение для фрезерных станков);



3. Определение технической характеристики проектируемого станка

3.1 Анализ технических характеристик станков, аналогичных проектируемому

Тип станка: фрезерный;

Основная размерная характеристика: стол 200 ? 800 мм ;

Метод определения: статистический.

Таблица 1 - Технические характеристики станков

№ п/п	Обозначение станка	Основные технические характеристики станка
		стол, мм	nmах, мин -1.	nmin, мин -1.	Z	PV, кВт	Изготовитель (поставщик)
1	2	3	4	5	6	7	8
1	6Т80	200 ? 800	2240	50	-	3,0	Читинский станкостроительный завод
2	67К25ПФ1	320 ? 800	3150	63	-	3,0	ЕвроМаш-Сервис
3	6ДМ80Ш	200 ? 800	4000	10	-	4,0	ПробСнабКомплект
4	6Т80Ш	200 ? 800	2240	50		1,1	ПромРесурс
5	FU200	200 ? 900	1400	18	-	2,2	Станкосервис-Тула
6	ВМ117МГ	200 ? 800	2000	40	-	3,0	ПромРесурс
7	6Р80ШГ	200 ? 800	2240	50	-	2,0	ГрупТорг

Расчетный наибольший диаметр:

d_max = (0,75 … 1,0) х В = (0,7 … 1,0) x 200 = 140 … 200 мм;

Принимаем d_max = 190 мм.

Расчетный наименьший диаметр:

d_min = ( 0,1 … 0,17) х d_max = ( 0,1 … 0,17) х 190 = 19 …32,3 мм;

Принимаем d_min = 30 мм.

Глубина резания

Принимаем t = 3 мм

Максимальная подача

Скорость резания

Скорость резания при обработке наименьшим диаметром фрезы

Максимальная частота вращения

=4478

Проанализировав аналогичные станки принимаем



Минимальная частота вращения :

Принимаем :

3.2 Определение ряда частот вращения

Определение числа ступеней частот вращения шпинделя:

Принимаем z=24

Z=2₂х3₁х2₃х2₄=24

Принимаем ряд частот вращения шпинделя:

n1 = 25; n2 =31,5; n3 =31,5; n4 = 50; n5 =63; n6 = 80; n7 = 100; n8 = 125; n9 = 160; n10 = 200; n11 = 250; n12 = 315; n13 = 400; n14 = 500;	n15 = 630; n16 = 800; n17 = 1000; n18 = 1250; n19 = 1600; n20 = 2000; n21 = 2500; n22 = 3150; n23 = 4000; n24 = 5000;

3.3 Выбор электродвигателя

По ГОСТу 13859-68 выбираем двухскоростной электродвигатель АИС100LB-4/2 (мощность P = 3 кВт частота вращения n₁ = 1430 об/мин,

n₂ = 2850 об/мин).



4. Разработка кинематической схемы станка

4.1 Построение структурной сетки

Структурная формула станка:

Z=2₂х3₁х2₃х2₄=24

Р₁=2 Р₂=3 Р₃=2 Р₄=2

Х₁=3 Х₂=1 Х₃=6 Х₄=12



4.2 Построение диаграммы частот вращения

По структурной сетке построим диаграмму частот вращения, по которой можно определить фактические частоты вращения и передаточные отношения передач в группах.

Диаграмма частот вращения

Рис.3 Диаграмма частот вращения привода главного движения



5. Определение параметров передач

5.1 Определение передаточных отношений

Передаточное отношение ременной передачи:

Передаточное отношение ременной передачи переборного устройства:

Частные передаточные отношения зубчатых передач:

Группа I

Группа II



Группа перебора

5.2 Определение чисел зубьев и диаметров шкивов

Определяем методом наименьшего кратного

Группа I

Минимальный предел чисел зубьев:

Z=18?20 (все зубья умножаем на 3)

z₁=30

z₂=24

z₃=27

z₄=27

z₅=24

z₆=30

Группа II



Группа перебора

А₆ + b₆ =1 +4 =5

А₇ + b₇ =1 +4 =5

S_Z =5

Минимальный предел чисел зубьев:

Z=18?20 (все зубья умножаем на 20)

z₁=20

z₂=80

z₃=20

z₄=80



6. Определяем диаметры шкивов ременной передачи

Для принятого в соответствии с ГОСТ 1284.3 - 80 диаметра меньшего шкива (d₁ = 50 мм.) клиноремённой передачи ( = 0,02) диаметр d₂ ,большего шкива:

;

Для переборного устройства примем принятого в соответствии с ГОСТ 1284.3 - 80 диаметра меньшего и большего шкивов d_1,2 = 112 мм, без учета проскальзывания i=1

7. Проверочный расчет фактических частот вращения

Фактические частоты вращения шпинделя



Погрешности:

Допустимое значение погрешности:

[n] = 10 ( - 1) = 10 (1,25 - 1) = 2,5 %;

Все условия n_i [n] выполняются - число зубьев колёс, и диаметры шкивов подобраны - верно.



8. Определение мощности на валах

КПД элементов КC:

_з.з. = 0,98 - КПД зубчатого зацепления;

_п.к. = 0,995 - КПД подшипников качения;

_р.п. = 0,98 - КПД ремённой передачи;

Определяем мощности на валах:

Р_Эд =3 кВт;

= Р_Эд ?_р.п ?_п.к.² = 3 ?0,98?0,995 ² =2,91 кВт;

= ?_з.з.?_п.к.² = 2,91 ?0,99 ?0,995 ² = 2,85 кВт;

= ?_з.з.?_п.к.² = 2,85 ?0,99 ?0,995 ² = 2,79 кВт;

= Р₃ ?_р.п ?_п.к.² = 2,79 ?0,98?0,995 ² =2,71 кВт;

= ?_з.з.?_п.к.² = 2,71 ?0,99 ?0,995 ² = 2,66 кВт;



9. Определение крутящего момента на валах

, (Н?м);

где n_p.i - частота вращения i-го вала.

n_p. для выходного вала от всего диапазона регулирования для сверлильных станков:

Определяем крутящие моменты на валах:



10. Предварительный расчёт валов

Приближённо определим диаметры валов по условию прочности для среднеуглеродистой стали (у_в = 5 ?8 МПа) для напряжения ф_кр = 500?285 кПа:

;

Ограничение по жёсткости (для допускаемого угла закручивания [] ? (4,4 ?8,8) ?10^-3 рад (~0,25 ? 0,5) ⁰ на 1 мм длины вала):

Так как диапазоны минимально допустимых по условию жёсткости диаметров валов меньше чем по условию прочности, принимаем за ориентировочный наименьший допускаемый - диаметр по условию прочности. Округляем до стандартного значения по ГОСТ 12081 - 72 в сторону увеличения. Имеем: d₁ = 25 мм; d₂ = 30 мм; d₃ = 35 мм.

11. Расчет зубчатых колёс

11.1 Расчёт межосевого расстояния

Расчёт производим по следующей формуле:

, (мм);

где:

К_а - вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач

К_а = 495;

u - передаточное число: ;

Т_2H - крутящий момент на колесе;

ш_ba , ш_bd - коэффициенты учитывающие ширину зуба, ш_ba= = 0,1, т.

к. ш_bd = , а , то ш_bd = ;

К_Нв=1,2 - коэффициент учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца;

у_НР - допускаемое контактное напряжение,

;



где:

у_{H lim} - предел контактной выносливости, поверхности зубьев соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений:

у_{H lim} = у_{H lim b} ? K_HL;

где:

у_{H lim b} = предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений:

у_{H lim b} = 17?НRC + 200 = 17?45 + 200 = 965 МПа - для стали 40Х, термообработка: закалка ТВЧ по всему контуру, твёрдость не ниже HRC 45 … … 55;

К_HL - коэффициент долговечности: ориентировочно нагрузку станка принимаю за постоянную, а N_НЕ > N_HO , тогда К_HL = 1 , где N_HE и N_HO - эквивалентное и базовое число циклов перемен напряжений соответственно.

Тогда: у_{H lim} = у_{H lim b} ? K_HL = 965 ?1 = 965 МПа;

S_H - коэффициент безопасности: S_H = 1,2;

Z_R - коэффициент учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей зубьев;

Z_V - коэффициент учитывающий окружную скорость;

K_L - коэффициент учитывающий влияние смазки;

K_xH - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса;

= 0,9

по нормам точности зубчатых передач для станка нормальной точности;



= МПа;

Определяем межосевое расстояние:

11.2 Расчёт модулей

Расчёт производим по следующей формуле:

, откуда: ;

Округляем до ближайшего большего стандартного значения по ГОСТ 9563-60:

m_1,2,3,4,5,6 = 3,0 мм;

m_7,8,9,10 =2,25 мм;



Уточняем межосевое расстояние по формуле:



12. Геометрический расчёт зубчатой передачи

12.1 Нахождение делительного диаметра колёс

Расчёт производим по следующей формуле:

d = m ?z;

d₁ = m_1,2,3,4,5,6?z₁ =3 ?30 = 90 мм;

d₂ = m_1,2,3,4,5,6?z₂ =3 ?24 =72 мм;

d₃ = m_1,2,3,4,5,6 ?z₃ = 3 ? 27 =81 мм;

d₄ = m_1,2,3,4,5,6 ?z₄ = 3?27 =81 мм;

d₅ = m_12,3,4,5,6 ?z₅ = 3 ?24 =72 мм;

d₆ = m_1,2,3,4,5,6 ?z₆ = 3 ?30 =90 мм;

d₇ = m_1,2,3,4,5,6 ?z₇ = 2,25?56=126 мм;

d₈ = m_1,2,3,4,5,6?z₈ = 2,25?35=78,75 мм;

d₉ = m_7,8,9,10?z₉ = 2,25?26=58,5 мм;

d₁₀ = m_7,8,9,10?z₁₀ =2,25?65=146,25 мм;

12.2 Определение ширины венца зубчатых колёс

b_W = ш_ba ? a_W = 0,1 ? a_W;

b_WI = 0,1 ? a_WI-II = 0,1 ? 81=8,1 мм.; Принимаем b_WI =9 мм;

b_WII = 0,1 ? a_WII-III = 0,1 ?102,375 =10,2 мм.; Принимаем b_WII =11 мм;



13. Прочностные расчеты

13.1 Расчёт вала на прочность

Определение реакций опор и изгибающих моментов на наиболее нагруженном валу.

Силы в зацеплении:

755,5 Н

894,7 709,9 Н

где угол зацепления по ГОСТ 13755-81

2277 Н

2277 2165,5 Н

Определим нагрузку в опорах.

Вертикальная плоскость.

=

=



Горизонтальная плоскость.

=

Находим изгибающий момент в горизонтальной плоскости.

0<x<l₁

M_y(x)=R_ay*x

M_y(0)=0

M_y(l₁)=R_ay* l₁=269,9*58=15,6*10 ³ Н*м

l₁<х<(l₁+l₂)

M_y(x)=R_ay*x-F_r8*(x-l₁)

M_y(l₁+l₂)=R_ay*(l₁+l₂)-F_r8*l₂=269,9*(58+78)-709,9*78=-18,7*10 ³ Н*м

M_y(х)=R_ay*x-F_r8*(x-l₁)+F_r9*(х-(l₁+l₂))

(l₁+l₂)<x<(l₁+l₂+l₃)

M_y(l₁+l₂+l₃)=R_ay*(l₁+l₂+l₃)-F_r8*(l₂+l₃)+F_r9*l₃=0

Находим изгибающий момент в вертикальной плоскости.



0<х<l₁

M_x(x)=-R_ax*l₁

M_x(0)=0

M_x(l₁)=R_ax*l₁=275,9*58=16*10 ³ Н*м

l₁<х<(l₁+l₂)

M_x(x)=R_ax*x+F_t8*(x-l₁)

M_x(l₁+l₂)=R_ax*(l₁+l₂)-F_t8*l₂=275,9*(58+78)-755,5*78=-21,4*10 ³ Н*м

(l₁+l₂)<х<(l₁+l₂+l₃)

M_x(х)=R_аx*x-F_t8*(x-l₁)+F_t9*(х-(l₁+l₂))

M_x(l₁+l₂+l₃)=R_аx*(l₁+l₂+l₃)+F_t8*(l₂+l₃)-F_t9*l₃ =0

Суммарный изгибающий момент

М_?=

0<X<l₁

М_?(0)=0

l₁<X<(l₁+l₂)

М_?(l₁)==22,3*10³ Н*м

М_?(l₁+l₂)==28,4*10³ Н*м

(l₁+l₂)<X<(l₁+l₂+l₃)

М_?(l₁+l₂+l₃)=0



Рис. 6

Опасным сечением является место расположения колеса 7

Максимальный изгибающий момент М_?=28,4 x10³ Нм

Крутящий момент Т=27,2 Нм



W=

Wк=

W=мм³

Wк= мм³

Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (у_а= у_mаx, у_м=0), а касательные напряжения- по пульсирующему циклу (_а= _м =0,5 х ).

Материал вала - сталь 45(у_т=500 МПа, у_в=750 МПа, у_-1=330 МПа, _-1=180 МПа).

Рассмотрим сечение

_а=_м=0,5 х =10³ x Т/(2 x W_K)

_а=_м =(27,2 х 10³)/(2 х5298,7)=2,57 МПа

у_а=10³ х М/W

у_а =(28,4 х 10³)/2649,4=10,2 МПа

Запас прочности рассчитывается по формуле:

S=

S =

S =



где:

у _-1D и _-1D пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

у _-1D = у _-1 /К_уD

_-1D = _-1 /К_D

К_уD=

К_D=

где:

К и К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Кdу и Кd - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

КFу и КF - коэффициенты влияния качества поверхности

Кн - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

К =2,3 К=2,15 [2,таб.10.10]:

Кdу = Кd=0,85 [2, таб.10.7]:

КFу =0,85 КF=0,9 [2,таб.10.8]:

Кн =2,5 [2,таб.10.9]:

К_уD=

К_D=

у _-1D = 330 /1,15=287

_-1D = 180 /1,06=170

_D=/K_D



где:

_D- коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений

_D=0,09/1,06=0,085

S =

S =

S=

Так как [S]=1,5?2,0 то условие прочности выполняется

13.2 Расчет зубчатых передач на прочность

Выбор материала зубчатых колес

Материал колёс 40Х HRC 46?48

термообработка улучшение и закалка ТВЧ

- твердость поверхности 46 .. 48 HRC;

- твердость сердцевины 240 .. 290 HB;

- предел текучести _т = 720 МПа.

Допускаемые контактное напряжения [s]_H = 835 МПа;

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле

[s]_F = [s]_{F lim} х Y_N х Y_R х Y_A / S_F .

где [s]_Flim - предел выносливости при отнулевом цикле напряжений;

Y_N - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;

Y_R - коэффициент долговечности, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;

Y_A - коэффициент долговечности, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки - реверса;

S_F - коэффициент запаса прочности.

[s]_Flim определяем по эмпирической формуле для способа обработки закалка ТВЧ сквозная:

[s]_{F lim} = 450 МПа _.

Коэффициент долговечности Y_N, учитывающий влияние ресурса определим по формуле в зависимости от числа циклов нагружения:

,

при условии

1 Y_N Y_Nmax ,

где N_FG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

Для напряжений изгиба:

N_FG = 4 х 10⁶

Т.к. число циклов N_k нагружения больше N_FG:по сравнению другими колесами:

N_k = 95 х 10⁷ > 4 х 10⁶

принимаем:



Y_N = 1.

Y_R - коэффициент долговечности, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем для зубошлифования:

Y_R = 1

Y_A - коэффициент долговечности, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки - реверса, для закаленных сталей и реверсирующей нагрузки:

Y_A = 0,75

Минимальное значение коэффициент запаса прочности S_F:

S_F = 1,7

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

[s]_F=[s]_Flim х Y_N х Y_R х Y_А / S_F = 450 х 1 х 1 х 0,75 / 1,7 = 198,53 МПа;

Расчет будем вести для той зубчатой пары ступени, которая обеспечивает наибольшее передаточное отношение

Число зубьев шестерни:

z₁ = 35.

Число зубьев колеса:



z₂ = 56.

Максимальное передаточное число:

u₁ = z₂/ z₁ = 56/ 35 = 1,6.

13.3 Расчетное значение контактного напряжения

,

где Z = 9600 МПа^1/2 для прямозубых колес;

K_H - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность.

Определим K_H по формуле:

K_H = K_Hv х K_H х K_H

где K_Hv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса;

К_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников;

К_H - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_Hv - принимаем в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.



K_Hv = 1,09:

Коэффициент К_H определяем по формуле:

К_H = 1 + (К_H0 - 1) х К_Hw

где К_Hw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью по табл.:

К_Hw = 0,9:

Коэффициент К_H:

К_H = 1 + (К_H0 - 1) х К_Hw = 1 + (1,11 - 1) х 0,9 = 1,1.

Коэффициент К_H? определяем по формуле :

К_H = 1 + (К_H0 - 1) х К_Hw

Начальное значение коэффициента K_H?0 распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления определяем в зависимости от степени точности по нормам плавности, для прямозубых передач 7 степени точности:

К_H0 = 1 + 0,06 х (n_ст - 5), при 1 К_H0 1,25.

Вычислим значение коэффициентов:



К_H0 = 1 + 0,06 х (n_ст - 5) = 1 + 0,06 х (7 - 5) = 1,12.

К_H = 1 + (К_H0 - 1) х К_Hw = 1 + (1,12 - 1) х 0,9 = 1,11.

K_H=K_Hv х K_H х K_H=1,09 х 1,1 х 1,11=1,33.

Определим расчетное контактное напряжение:

МПа.

Отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого:

_H = ([]_H - _H)/ []_H х100%= (835 -653) /835х 100%= 17 %.

Расчетное контактное напряжение меньше допускаемого на 17% <20 %, следовательно параметры передачи оставляем без изменения.

13.4 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

,

где K_F - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;

Y_FS6 - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений для колеса ;

Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба в косозубой передаче;

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Определим K_F по формуле :

K_F = K_Fv x K_F x K_F,



где K_Fv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса;

K_F -- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Значения K_Fv принимают в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей:

K_Fv = 1,09:

Значения K_F определяют так же, как при расчетах на контактную прочность:

K_Fa = К_Нв0 = 1,12.

K_F = 0,18 + 0,82 x K_H0

K_F = 0,18 + 0,82 x 1,12 = 1,1

K_F = K_Fv x K_F x K_F = 1,09 x 1,09 * 1,12 = 1,33.

Значение коэффициента Y_FS2 определяем для z=56

Y_FS4 = 3,6:

Для прямозубой передачи :

Y =1.

Y =1.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса:



< [s]_F = 242,6 МПа

< [s]_F1 = 242,6 МПа

Напряжения изгиба меньше, чем допускаемые - следовательно параметры передачи оставляем без изменений.



14. Проверка подшипников на грузоподъемность

проведем расчет для второго вала.

Наиболее нагруженной опорой является опора В.

Выбираем подшипник №205-шарикоподшипник радиальный однорядный.

С=14000 Н

С₀=6950 Н

Требуемый ресурс L_h=10000ч

Нагрузка в опоре В:

Находим Х=1 и Y=0

Эквивалентная нагрузка:

P=(X х V х F_r+Y х F_a) х K_у х K_ф

Р=(1х1х1406,6)х1,3х1= 1827,8 Н

Эквивалентная долговечность:

L_he=L_h х K_he=10000 х 0,125=1250часов

Требуемый ресурс на расчетном режиме:

L_е=60 х 10^-6 х n х L_he=60 х 10⁶ х 200 х 1250=15 млн.об.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

С_r=P*=5138,4 H

С=14000 Н

С_r<C; 5138,8 < 14000.

Подшипник пригоден, так как расчетная динамическая грузоподъемность меньше требуемой.

14.1 Проверка подшипников на долговечность

L_h>L_he 1612>1250 час



15. Расчёт шличевого соединения

Проверим шлицевoе соединение. Шлицевое соединение считается на прочность по следующей формуле:

Допускаемое напряжение смятия =35 МПа

Так как , то шлицевые соединения на промежуточном валу удовлетворяют условию прочности.



16. Расчёт шпоночного соединения

Для O 35: b =10 мм. h = 8 мм. l_р = 70 мм.

- условие выполняется



17.Расчёт ремённой передачи

Исходные денные: d₂ = 55,9 мм.

d₁ = 50 мм.

Рн=3,0 кВт

Клиновая ременная передача:

При частоте вращения малого шкива d₁ = 50 мм 2850 об/мин и передаваемой мощности 3 кВт используется ремень с сечением В.

При частоте вращения малого шкива d₁ = 50 мм 2850 об/мин и передаваемой мощности 3 кВт, при передаточном отношении i=1,12, мощность передаваемая одним ремнем Р_p1 = 1,6 кВт

Число ремней необходимое для передачи мощности 3 кВт:

Принимаем n = 2.



Список использованной литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 2 - М.: Машиностроение, 1978. - 559 с.

2. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов «Конструирование узлов и деталей машин» - М.: Высшая школа, 1985 - с.416.

3. Проников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков Изд. 2-е. Высшая школа, 1968, стр. 43

4. Методические указания к лабораторным работам по курсам:

«Оборудование машиностроительного производства», «Промышленное оборудование», «Металлорежущие станки и промышленные роботы» /Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост. Акмаев О.К. Уфа, 1999.

Размещено на Allbest.ru