Металлорежушие станки

Курсовой проект - Разное

Другие курсовые по предмету Разное

Для того чтобы скачать эту работу.
1. Подтвердите что Вы не робот:
2. И нажмите на эту кнопку.
закрыть



>

 

Для переборного устройства примем принятого в соответствии с ГОСТ 1284.3 - 80 диаметра меньшего и большего шкивов d1,2 = 112 мм, без учета проскальзывания i=1

 

7. Проверочный расчет фактических частот вращения

 

Фактические частоты вращения шпинделя

 

 

 

Погрешности:

 

 

Допустимое значение погрешности:

 

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

 

Все условия Dni < [Dn] выполняются - число зубьев колёс, и диаметры шкивов подобраны - верно.

 

8. Определение мощности на валах

 

КПД элементов КC:

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

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

hр.п. = 0,98 - КПД ремённой передачи;

Определяем мощности на валах:

 

РЭд =3 кВт;

= РЭд hр.п hп.к.2 = 3 0,980,995 2 =2,91 кВт;

= hз.з.hп.к.2 = 2,91 0,99 0,995 2 = 2,85 кВт;

= hз.з.hп.к.2 = 2,85 0,99 0,995 2 = 2,79 кВт;

= Р3 hр.п hп.к.2 = 2,79 0,980,995 2 =2,71 кВт;

= hз.з.hп.к.2 = 2,71 0,99 0,995 2 = 2,66 кВт;

 

 

9. Определение крутящего момента на валах

 

, (Нм);

 

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

np. 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 (σв = 5 8 МПа) для напряжения τкр = 500285 кПа:

 

;

 

Ограничение по жёсткости (для допускаемого угла закручивания [j] ≈ (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

 

.1 Расчёт межосевого расстояния

 

Расчёт производим по следующей формуле:

 

, (мм);

 

где:

Ка - вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач

Ка = 495;

u - передаточное число: ;

Т2H - крутящий момент на колесе;

ψba , ψbd - коэффициенты учитывающие ширину зуба, ψba= = 0,1, т.

 

к. ψbd = , а , то ψbd = ;

 

КНβ=1,2 - коэффициент учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца;

σНР - допускаемое контактное напряжение,

 

;

 

где:

σH lim - предел контактной выносливости, поверхности зубьев соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений:

 

σH lim = σH lim b KHL;

 

где:

σH lim b = предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений:

σH lim b = 17НRC + 200 = 1745 + 200 = 965 МПа - для стали 40Х, термообработка: закалка ТВЧ по всему контуру, твёрдость не ниже HRC 45 … … 55;

КHL - коэффициент долговечности: ориентировочно нагрузку станка принимаю за постоянную, а NНЕ > NHO , тогда КHL = 1 , где NHE и NHO - эквивалентное и базовое число циклов перемен напряжений соответственно.

Тогда: σH lim = σH lim b KHL = 965 1 = 965 МПа;

SH - коэффициент безопасности: SH = 1,2;

ZR - коэффициент учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей зубьев;

ZV - коэффициент учитывающий окружную скорость;

KL - коэффициент учитывающий влияние смазки;

KxH - 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:

 

m1,2,3,4,5,6 = 3,0 мм;

m7,8,9,10 =2,25 мм;

 

 

Уточняем межосевое расстояние по формуле:

 

 

 

12. Геометрический расчёт зубчатой передачи

 

.1 Нахождение делительного диаметра колёс

 

Расчёт производим по следующей формуле:

 

d = m z;

d1 = m1,2,3,4,5,6z1 =3 30 = 90 мм;

d2 = m1,2,3,4,5,6z2 =3 24 =72 мм;

d3 = m1,2,3,4,5,6 z3 = 3 27 =81 мм;

d4 = m1,2,3,4,5,6 z4 = 327 =81 мм;

d5 = m12,3,4,5,6 z5 = 3 24 =72 мм;

d6 = m1,2,3,4,5,6 z6 = 3 30 =90 мм;

d7 = m1,2,3,4,5,6 z7 = 2,2556=126 мм;

d8 = m1,2,3,4,5,6z8 = 2,2535=78,75 мм;

d9 = m7,8,9,10z9 = 2,2526=58,5 мм;

d10 = m7,8,9,10z10 =2,2565=146,25 мм;

 

12.2 Определение ширины венца зубчатых колёс

 

bW = ψba aW = 0,1 aW;

bWI = 0,1 aWI-II = 0,1 81=8,1 мм.; Принимаем bWI =9 мм;

bWII = 0,1 aWII-III = 0,1 102,375 =10,2 мм.; Принимаем bWII =11 мм;

 

 

13. Прочностные расчеты

 

.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

My(x)=Ray*xy(0)=0y(l1)=Ray* l1=269,9*58=15,6*10 3 Н*м

l1<х<(l1+l2)

My(x)=Ray*x-Fr8*(x-l1)y(l1+l2)=Ray*(l1+l2)-Fr8*l2=269,9*(58+78)-709,9*78=-18,7*10 3 Н*мy(х)=Ray*x-Fr8*(x-l1)+Fr9*(х-(l1+l2))

(l1+l2)<x<(l1+l2+l3)y(l1+l2+l3)=Ray*(l1+l2+l3)-Fr8*(l2+l3)+Fr9*l3=0

 

Находим изгибающий момент в вертикальной плоскости.

 

 

0<х<l1

Mx(x)=-Rax*l1

Mx(0)=0

Mx(l1)=Rax*l1=275,9*58=16*10 3 Н*м

l1<х<(l1+l2)

Mx(x)=Rax*x+Ft8*(x-l1)x(l1+l2)=Rax*(l1+l2)-Ft8*l2=275,9*(58+78)-755,5*78=-21,4*10 3 Н*м

(l1+l2)<х<(l1+l2+l3)

Mx(х)=Rаx*x-Ft8*(x-l1)+Ft9*(х-(l1+l2))

Mx(l1+l2+l3)=Rаx*(l1+l2+l3)+Ft8*(l2+l3)-Ft9*l3 =0

 

Суммарный изгибающий момент

 

М∑=

<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 (σа= σmаx, σм=0), а касательные напряжения- по пульсирующему циклу (tа= tм =0,5 х t).

Материал вала - сталь 45(σт=500 МПа, σв=750 МПа, σ-1=330 МПа, t-1=180 МПа).

Рассмотрим сечение

 

tа=tм=0,5 х t=103 x Т/(2 x WK)

tа=tм =(27,2 х 103)/(2 х5298,7)=2,57 МПа

σа=103 х М/W

σа =(28,4 х 103)/2649,4=10,2 МПа

 

Запас прочности рассчитывается по формуле:

 

S=

Ss =

St =

 

где:

σ -1D и t-1D пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

 

σ -1D = σ -1 /КσD

t-1D = t-1 /КtD

КσD=

КtD=

 

где:

Кs и Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Кdσ и Кdt - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

КFσ и КFt - коэффициенты влияния качества поверхности

Кν - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

 

Кs =2,3 Кt=2,15