Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

ОРЕНБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Аэрокосмический институт

Кафедра металлообрабатывающих станков и комплексов

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Расчет и конструирование станков»

Расчет и проектирование привода главного движения станка мод. 1341

Руководитель проекта

Гончаров А.Н.

Исполнитель

Студент гр. 05ТМу

Маринин Д.С.

Оренбург 2007



Аннотация

Данный документ представляет собой отчет о последовательности работ, проведенных при выполнении курсового проекта. В нем рассматриваются основные этапы проектирования привода главного движения станка, этапы разработки конструкции шпиндельного узла.

Этапы проектирования привода главного движения включают кинематический и силовой расчет коробки скоростей, расчет валов коробки скоростей, а также расчет и подбор подшипников.

Пояснительная записка содержит 33 страницы. Графическая часть выполнена на 3 листах формата А1.

В графическую часть курсового проекта входят:

- кинематическая схема станка;

- развертка коробки скоростей;

- свертка коробки скоростей.



Содержание

• Введение
• 1. Разработка кинематической схемы и кинематический расчет коробки скоростей
• 1.1 Выбор приводного электродвигателя
• 1.2 Определение общего диапазона регулирования привода
• 1.3 Определение общего числа ступеней скорости
• 1.4 Выбор конструктивных вариантов привода
• 1.5 Определение числа возможных кинематических вариантов
• 1.6 Определение максимальных передаточных отношений по группам передач
• 1.7 Построение структурных сеток
• 1.8 Построение графиков частот вращения
• 1.9 Определение передаточных отношений в группах передач
• 1.10 Определение чисел зубьев передач
• 1.11 Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей
• 2. Расчет прямозубой эвольвентной передачи
• 2.1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев
• 2.2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе
• 2.3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи
• 2.4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи
• 3. Построение свертки коробки скоростей
• 3.1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей
• 3.2 Вычерчивание свертки коробки скоростей
• 3.3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях
• 4. Расчет и подбор подшипников
• 4.1 Определение реакций в опорах валов
• 4.2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности
• 4.3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности
• 4.4 Выбор подшипников по диаметру вала
• 5. Расчет сечения сплошного вала
• 5.1 Определение диаметра средних участков вала
• 5.2 Расчет валов на усталостную прочность
• 5.3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений
• Список использованных источников
• Приложения

• Введение
• Создание современных, точных и высокопроизводительных металлорежущих станков обуславливает повышенные требования к их основным узлам. В частности, к приводам главного движения и подач предъявляются требования: по увеличению жёсткости, повышению точности вращения валов, шпиндельных узлов. Станки должны обеспечивать возможность высокопроизводительного изготовления без ручной последующей доводки деталей, удовлетворяющих современным непрерывно возрастающим требованиям к точности.
• В большинстве станков в качестве привода главного движения применяют коробки передач со ступенчатым регулированием частоты вращения, соединённые с асинхронным электродвигателем. К приводам главного движения предъявляют следующие требования: обеспечение необходимой мощности резания, сохранение постоянства мощности резания в коробках скоростей и крутящего момента, обеспечение заданного диапазона регулирования скорости, высокий КПД, надёжность, простота обслуживания и малые размеры.
• Для обработки на фрезерных станках деталей машин с разными размерами и режущим инструментом, с различными режущими свойствами, при большом числе технологических операций для получения оптимальных режимов резания необходимо изменять частоты вращения шпинделя в пределах от n_min до n_max.
• Между наибольшей и наименьшей частотами вращения шпинделя промежуточные частоты могут быть расположены бесступенчато (плавно) или ступенчато (прерывисто). Применение бесступенчатого регулирования частоты вращения даёт возможность более просто осуществить оптимальные режимы резания. С применением бесступенчатого регулирования конструкция станка упрощается. В качестве электрического бесступенчатого привода применяют электродвигатели постоянного тока.
• Ступенчатое регулирование даёт возможность установить ограниченное число частот вращения в заданных пределах. По этой причине величина регулирования не всегда может быть установлена оптимальной. Механизмы со ступенчатым регулированием компактны, просты и имеют более высокий КПД по сравнению с бесступенчатым регулированием.

1. Разработка кинематической схемы и кинематический расчет коробки скоростей

1.1 Выбор приводного электродвигателя

При заданной мощности электродвигателя, его выбор осуществляется методом подбора по частоте вращения. При низких частотах вращения шпинделя нецелесообразно применять электродвигатель с пониженной номинальной частотой вращения, так как возрастают масса, размеры и стоимость электродвигателя. В то же время для приводов главного движения не следует применять электродвигатели со скоростью вращения 3000 мин ^-1, так как при этом возрастает уровень шума станка. В таких случаях целесообразно применять электродвигатель с относительно высокой частотой вращения и механические передачи для последующего ее понижения.

1.2 Определение общего диапазона регулирования привода

(1.1)

где n_max - наибольшая частота вращения шпинделя, мин -¹;

n_min - наименьшая частота вращения шпинделя, мин ^-1

1.3 Определение общего числа ступеней скорости

Для геометрического ряда частот вращения число ступеней скорости может быть определено из соотношения:



(1.2)

Вычисленная по этой формуле величина z округляется до целого числа, что приводит к некоторому изменению действительного диапазона регулирования R_n .

1.4 Выбор конструктивных вариантов привода

При настройке последовательно включенными групповыми передачами число ступеней скорости может быть представлено в виде:

(1.3)

где p_k - число отдельных передач в каждой группе;

m - число групп передач.

При выбранном числе ступеней частот вращения шпинделя z количество групп передач, количество передач в каждой группе и порядок расположения групп может быть различным.

Число конструктивных вариантов привода, состоящего из m групп передач, определяется по формуле:

(1.4)

где q - число групп с одинаковым числом передач.



1.5 Определение числа возможных кинематических вариантов

Если частоты вращения шпинделя изменяются по геометрическому ряду, то передаточные отношения передач в группах образуют геометрический ряд со знаменателем ^х, где х - целое число, называемое характеристикой группы передач. Для последовательного получения частот вращения шпинделя сначала переключают передачи одной группы, затем другой и т. д.

В зависимости от принятого порядка переключений группа может быть: а) основной, характеристика, которой определяется по формуле:

х₀ = 1(1.5)

б) первой переборной группой, для которой характеристика определяется по формуле:

х₁ = р₁(1.6)

где р₁- число передач в основной группе;

в) второй переборной группой, для которой характеристика определяется по формуле:

х₂ = р₁ р₂(1.7)

где р₂- число передач в первой переборной группе.

Основной и различными по номеру переборными группами может быть любая группа передач в приводе. Для определенного конструктивного варианта число кинематических будет равно числу перестановок из m групп передач:



N_кин. = m!(1.8)

1.6 Определение максимальных передаточных отношений по группам передач

Общее максимальное передаточное отношение привода определяется по формуле:

(1.9)

Поученное передаточное отношение может быть представлено в виде:

(1.10)

где Н - показатель степени, определяющий величину общего передаточного отношения.

Определение максимальных передаточных отношений в группах производится путем разбиения общего передаточного отношения на передаточные отношения групп, для чего вычисляется показатель степени Н и выражается в виде:

(1.11)

где h_k- показатель степени, характеризующий величину максимального передаточного отношения k-той группы передач; m - число групп передач.

При этом выбранные значения h_k должны быть целыми числами и должны удовлетворять условию:



h_k h_k+1 … h_m(1.12)

Максимальное передаточное отношение в группе определится по формуле:

(1.13)

При этом должно быть обеспечено выполнение следующего условия:

(1.14)

Так как показатель степени Н, как правило, не является целым числом, он не может быть точно представлен суммой целых чисел. Поэтому для сохранения величины общего максимального передаточного отношения вводится дополнительная передача от вала электродвигателя на входной вал, передаточное отношение которой, определится по формуле:

(1.15)

(1.16)

1.7 Построение структурных сеток

Структурные сетки строятся в соответствии с выбранной формулой структуры привода. В них находит отражение относительная связь между передаточными отношениями в группах, поэтому лучи для каждой группы проводятся симметрично, а количество интервалов между их конца ми численно равно характеристике группы, определяемой в соответствии со структурной формулой.



1.8 Построение графиков частот вращения

Графики частот вращения отражают частоты вращения всех валов привода, включая валы одиночных передач, необходимых для его компоновки. Построение начинают с цепи редукции, обеспечивающей снижение частоты вращения электродвигателя n_эд. до n_min на шпинделе. Для дальнейшего построения используются структурные сетки.

1.9 Определение передаточных отношений в группах передач

Для определения передаточных отношений используются построенные графики частот вращения.

Передаточное отношение передачи определяется выражением:

u = ^k(1.17)

где k - число интервалов между горизонталями, перекрытых лучами, соединяющими отметки частот вращения на соседних валах.

1.10 Определение чисел зубьев передач

При определении чисел зубьев исходят из постоянства межосевого расстояния и числа зубьев определяют по следующим формулам:

;

;(1.18)

;



где z₁ и z₂ - числа зубьев ведущего и ведомого колес;

z₀ - сума чисел зубьев сопряженных колес;

f - числитель передаточного отношения;

g- знаменатель передаточного отношения;

K - наименьшее кратное сумм (f + g);

Е - целое число;

z_min= 18 - минимальное число зубьев.

В соответствии с полученными числами зубьев передач, для двух выбранных вариантов привода, вычерчиваются варианты кинематической структуры.

1.11 Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей

Крутящие моменты на валах могут быть найдены по формуле:

(1.19)

где Р_эд. - мощность на валу двигателя, кВт;

- КПД участка кинематической цепи от двигателя до рассчитываемого вала;

n - расчетная частота вращения вала, мин ^-1.

Кинематический расчет коробки скоростей выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении А.

2. Расчет прямозубой эвольвентной передачи

2.1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев

(2.1)

где K_d - вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач K_d = 770;

z₁ - число зубьев шестерни;

T₁ - вращающий момент на шестерне, Нм;

u - передаточное отношение передачи;

_НР - допускаемое контактное напряжение, МПа;

K_H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

(2.2)

где b - рабочая ширина венца зубчатой передачи;

d₁ - делительный диаметр шестерни.

2.2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе

(2.3)



где K_m - вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач K_m = 14;

K_F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе;

_FP - допускаемое изгибное напряжение, МПа;

Y_F1 - коэффициент учитывающий форму зубьев шестерни.

2.3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи

Из полученных расчетных значений m_H и m_F выбирается наибольшее и округляется в сторону увеличения до стандартного модуля по ГОСТ 9563- 60. При этом должно выполняться следующее условие:

m₁ m₂ … m_k(2.4)

где m₁ - модуль зубчатых передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

m_k - модуль зубчатых передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

2.4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи

Для прямозубой цилиндрической передачи межосевое расстояние определяется по формуле:

(2.5)

где m - стандартный модуль передачи, мм;

z₂ - число зубьев зубчатого колеса, сопряженного с шестерней.

При определении межосевых расстояний по группам передач должно выполняться следующее условие:

A_w1 A_w2 … A_wk(2.6)

где A_w1 - межосевое расстояние передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

A_wk - межосевое расстояние передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

Расчет прямозубой эвольвентной передачи выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении В.



3. Построение свертки коробки скоростей

3.1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей

Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:

1) Определяются расстояния между осями валов и проводятся осевые линии.

2) На осях располагаются зубчатые колеса, муфты и другие передачи и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность перемещения подвижных зубчатых колес и муфт, размещения механизмов управления, регулирования подшипников, сборки и разборки узла, а также обратить внимание на то, чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу.

3) Вдоль оси каждого вала проставляются все соответствующие конструктивные размеры, что позволяет определить его ориентировочную длину.

Компоновочная схема коробки скоростей представлена в приложении Г.

3.2 Вычерчивание свертки коробки скоростей

1) Выбирается положение оси шпинделя.

2) Из центра шпинделя проводится окружность радиусом, равным расстоянию между осью шпинделя и осью соседнего вала. Любая точка на этой окружности может быть центром этого вала и будет удовлетворять условию зацепляемости колес. Центр выбирается с учетом возможности рационального расположения и остальных валов.

3) Таким же путем определяются центры других валов. При расположении валов необходимо обеспечить простую форму корпуса, удобство его обработки, сборки и разборки. Нужно стремиться располагать центры валов на одних и тех же линиях как по вертикали так и по горизонтали, что делает корпус более технологичным.

Свертка коробки скоростей представлена в приложении Д.

3.3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях

На основе построенной свертки выполняется расчетная схема, представляющая собой условное изображение расчетной цепи зубчатых передач. В полюсе зацепления каждой зубчатой пары, по нормали к боковым поверхностям зубьев, действуют силы, величина которых определяется по формуле:

(3.1)

где m и z - модуль и число зубьев зубчатого колеса;

Т - вращающий момент приложенный к валу зубчатого колеса, Нмм.

4. Расчет и подбор подшипников

4.1 Определение реакций в опорах валов

На основе выполненной компоновочной схемы составляется расчетная схема каждого вала, на которой указываются все силы, действующие на вал, приложенные в соответствующих точках.

Данная схема позволяет определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики, которые имеют следующий вид:

, , (4.1)

где F_kx - сумма всех сил, действующих в плоскости Ozx;

F_ky - сумма всех сил, действующих в плоскости Ozy;

m_O(F_k) - сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.

4.2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности

шпиндельный станок кинематический подшипник

Критерием для подшипника служит неравенство:

P₀ C₀(5.2)(4.2)

где Р₀ - эквивалентная статическая нагрузка;

С₀ - табличное значение статической грузоподъемности выбранного подшипника.

Величины приведенной статической нагрузки для радиальных подшипников определяются как большие из двух следующих значений:



P₀ = X₀F_r + Y₀F_a ; P₀ = F_r(4.3)

где Х₀ - коэффициент радиальной нагрузки;

Y₀ - коэффициент осевой нагрузки;

F_r - постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка, Н;

F_а - постоянная по величине и направлению осевая нагрузка, Н.

4.3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности

Критерием для выбора подшипника служит неравенство:

Стр. С(4.4)

где Cтр. - требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника;

С - табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника.

Требуемая динамическая грузоподъемность определяется по формуле:

(4.5)

где Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

n - частота вращения вала для которого подбирается подшипник, мин -1;

Lh - долговечность подшипника, выраженная в часах работы;

- коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиальных подшипников определяется по формуле:



P = (XVFr + YFa)KбKт(4.6)

где Fr - радиальная нагрузка, приложенная к подшипнику;

Fa - осевая нагрузка, приложенная к подшипнику;

V - коэффициент вращения;

Kб - коэффициент безопасности;

Kт - температурный коэффициент.

4.4 Выбор подшипников по диаметру вала

При выборе подшипников по таблицам должен быть учтен необходимый по условию прочности диаметр вала. Для определения диаметра вала под установку подшипника строятся эпюры крутящих и изгибающих моментов.

Диаметр участка вала, работающего на чистое кручение определяется по формуле:

(4.7)

где Т - крутящий момент на валу, Нмм;

[] -пониженное допускаемое напряжение, МПа.

Диаметр участка вала, работающего на кручение и изгиб, определяется по формуле:

(4.8)

где Мэкв. - эквивалентный момент в сечении вала, Нмм;

[-1] и - пониженное допускаемое напряжение, МПа.

(4.9)

где Мизг. - изгибающий момент в сечении вала, Нмм.

Расчет подшипников качения выполнен с использованием программы

«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Е.

5. Расчет сечения сплошного вала

5.1 Определение диаметра средних участков вала

Под средними участками вала следует понимать участки, на которых расположены шестерни и зубчатые колеса. Определение диаметра производится расчетом на изгиб с кручением по формулам (5.7) и (5.8).

После завершения расчета, разрабатывается конструкция каждого вала, которая должна обеспечивать возможность сборки коробки скоростей и свободного продвижения зубчатых колес до места посадки.

5.2 Расчет валов на усталостную прочность

Расчет сводится к определению расчетных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.

Условие прочности в данном расчете, имеет вид:

(5.1)

где n - расчетный коэффициент запаса прочности;

[n] = 1,3 1,5 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;

[n] = 2,5 4 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;

n - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

n - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.



, (5.2)

где -1 и -1 - пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа;

_а, а и m, m - амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений, МПа;

k и k - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении;

и - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;

и - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.

Можно считать, что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала от изгиба, изменяются по симметричному циклу, тогда:

(5.3)

где Мизг. - суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, Нмм;

W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.

Для круглого сечения вала:

(5.4)

Для круглого сечения со шпоночной канавкой:



(5.5)

где b и t - ширина и высота шпоночной канавки, мм.

Для сечения вала со шлицами:

(5.6)

где = 1,125 - для шлицев легкой серии;

= 1,205 - для шлицев средней серии;

= 1,265 - для шлицев тяжелой серии.

Так как момент, передаваемый валом, изменяется по величине, то при расчете принимают для касательных напряжений наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл - отнулевой:

(5.7)

где Wк - момент сопротивления вала при кручении, мм3.

Для круглого сечения вала:

(5.8)

Для сечения вала со шпоночной канавкой:

(5.9)



Для сечения вала со шлицами:

(6.10)(5.10)

5.3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений

Условие прочности по смятию для призматической шпонки имеет вид:

(5.11)

где z - число шпонок;

_см.- напряжение смятия, МПа;

[]см. - допускаемое напряжение при смятии, МПа;

lp- рабочая длина шпонки, мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм.

Условие прочности из расчета на срез шпонки:

(5.12)

где []ср. - допускаемое напряжение при срезе, МПа.

Расчет шлицевых соединений условно производят на смятие втулки в месте ее соприкосновения с боковыми поверхностями зубьев.

(5.13)



где = 0,70,8 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям;

z - число зубьев;

l- рабочая длина зуба вдоль оси вала, мм;

h - рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении, мм;

rср. - средний радиус, мм.

Расчет сечения сплошного вала выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Ж.

Список использованных источников

1. Пуш В.Э. Конструирование металлорежущих станков - М.: Машиностроение,1987. - 390 с.

2. Решетов Д.Н. Детали и механизмы металлорежущих станков - М.: Машиностроение, т. 1 и 2, 1972.

3. Орлов П.И. Основы конструирования - М.: Машиностроение, т. 1 и 2, 1998.

4. Кучер И.М. Металлорежущие станки - Л.: Машиностроение, 1969. - 720 с.

5. Кучер А.М., Киватицкий М.М., Покровский А.А. Машиностроительные станки - Л.: Машиностроение, 1972. - 308 с.

6. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин : Учеб. Пособие для техн. спец. Вузов. - 5-е издание перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1998. - 447 с., ил.

7. Перель Л.Я., Фролов А.А. Подшипники качения - М.: Машиностроение, 1992. - 543 с.

8. Скороходов Е.А. Общетехнический справочник - М.: Машиностроение, 1982. - 415.

9. Палей М.А., Романов А.Б., Брагинский В.А. Допуски и посадки - Л.: Политехника, т. 1и 2, 1991.

10. Методические указания для студентов.

Приложение А

Кинематический расчет

Рекомендуемый конструктивный вариант

3 2 2

Рекомендуемый кинематический вариант

1 3 6

Результаты распределения характеристики цепи по группам передач

Характеристика всей цепи - 9

Характеристика 0 1

Характеристика 1 2

Характеристика 2 2

Характеристика 3 4

Матрица передаточных чисел

0 0,720

1 0,514 0,697 1,000

2 0,500 1,455

3 0,254 1,967

Матрица чисел зубьев

0 25 - 18

1 37 - 19 33 - 23 28 - 28

2 36 - 18 22 - 32

3 71 - 18 30 - 59

Матрица частот вращения валов

Частота вращения входного вала коробки передач

1015,468

Частота вращения второго вала коробки передач

521,457 707,75 1015,468

Частота вращения третьего вала коробки передач

260,728 353,875 507,734

758,483 1029,455 1477,044

Частота вращения четвертого вала коробки передач

66,1 89,715 128,721

192,291 260,989 374,462

512,765 695,954 998,544

1491,683 2024,595 2904,853

Расчетная кинематическая цепь

1430 1015,468 1015,468 507,734 128,721

Расчетные моменты на валах

17,532 23,9482 22,9975 44,1689 167,3057

Ориентировочные диаметры валов

12,1644 13,49702 13,316 16,55208 25,80183

Приложение Б

Структурная сетка и график частот вращения коробки скоростей

Приложение В

Расчет клиноременной и прямозубой эвольвентной передачи

Результаты расчета клиноременной передачи №1

D1 ММ	D2 ММ	U	V М/С	LPAC ММ	Z	A2 ММ	S Н	P Н	G Н
ТИП РЕМНЯ-О, РАСЧЕТНАЯ ШИРИНА= 8.5 MM 140 | 200 | 0.7000 | 10.48 | 1600 | 3.76 | 532.1 | 68.77 | 136.82 | 137.29

Результаты расчета прямозубой эвольвентной передачи №2

Расчетный модуль по контактным напряжениям = 1,87

Расчетный модуль по изгибным напряжениям = 1,7

Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 = 2,00

Межосевое расстояние = 56 мм

Ширина шестерни = 22,4 мм

Окружная скорость зубьев передачи = 2,98 м/с

Результаты расчета прямозубой эвольвентной передачи №3

Расчетный модуль по контактным напряжениям = 2,61

Расчетный модуль по изгибным напряжениям = 2,32

Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 = 2,50

Межосевое расстояние = 67,5 мм

Ширина шестерни = 18 мм

Окружная скорость зубьев передачи = 2,39 м/с

Результаты расчета прямозубой эвольвентной передачи №4

Расчетный модуль по контактным напряжениям = 3,02

Расчетный модуль по изгибным напряжениям = 2,88

Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 = 3,00

Межосевое расстояние = 133,5 мм

Ширина шестерни = 21,6 мм



Приложение Г

Кинематическая схема коробки скоростей

Приложение Д

Свертка коробки скоростей

Приложение Е

Расчет реакций, грузоподъемности подшипников и валов

ВАЛ №1

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Расстояние от левой опоры до силы Р = -100 мм

Расстояние от левой опоры до силы Q = 105 мм

Расстояние между опорами = 211 мм

Сила Р действующая на вал = 137 H

Сила Q действующая на вал = 911 H

Угол между плоскостями действия сил = 20 Град

Частота вращения вала = 1015 Об/мин

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

Реакции в опорах

R = 651,08 H

S = 392,96 H

Статическая грузоподъемность подшипников

С01 = 651,08 H

С02 = 392,96 H

Динамическая грузоподъемность подшипников

С1 = 6622,06 H

С2 = 3996,68 H

Изгибающие моменты на валу(X от левого конца)

X1 = 100,00 H

M1 = 13,70 H*м

X2 = 205,00 H

M2 = 41,65 H*м

№36103 17/35/10/5,16/7280

ВАЛ №2

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Расстояние от левой опоры до силы Р = 105 мм

Расстояние от левой опоры до силы Q = 300 мм

Расстояние между опорами = 330 мм

Сила Р действующая на вал = 911 H

Сила Q действующая на вал = 1087 H

Угол между плоскостями действия сил = 110 Град

Частота вращения вала = 1015 Об/мин

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

Реакции в опорах

R = 594,64 H

S = 929,85 H

Статическая грузоподъемность подшипников

С01 = 594,64 H

С02 = 929,85 H

Динамическая грузоподъемность подшипников

С1 = 6047,97 H

С2 = 9457,33 H

Изгибающие моменты на валу(X от левого конца)

X1 = 105,00 H

M1 = 62,44 H*м

X2 = 300,00 H

M2 = 27,90 H*м

№36104 20/42/12/6,35/10600

ВАЛ №3

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Расстояние от левой опоры до силы Р = 90 мм

Расстояние от левой опоры до силы Q = 150 мм

Расстояние между опорами = 255 мм

Сила Р действующая на вал = 1087 H

Сила Q действующая на вал = 1734 H

Угол между плоскостями действия сил = 5 Град

Частота вращения вала = 507 Об/мин

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

Реакции в опорах

R = 1416,00 H

S = 1402,59 H

Статическая грузоподъемность подшипников

С01 = 1416,00 H

С02 = 1402,59 H

Динамическая грузоподъемность подшипников

С1 = 11425,74 H

С2 = 11317,47 H

Изгибающие моменты на валу(X от левого конца)

X1 = 90,00 H

M1 = 127,44 H*м

X2 = 150,00 H

M2 = 147,27 H*м

№36106 30/55/13/7,14/15300

ВАЛ №4

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Расстояние от левой опоры до силы Р = 50 мм

Расстояние от левой опоры до силы Q = 0 мм

Расстояние между опорами = 170 мм

Сила Р действующая на вал = 1734 H

Сила Q действующая на вал = 0 H

Угол между плоскостями действия сил = 0 Град

Частота вращения вала = 128 Об/мин

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

Реакции в опорах

R = 1224,00 H

S = 510,00 H

Статическая грузоподъемность подшипников

С01 = 1224,00 H

С02 = 510,00 H

Динамическая грузоподъемность подшипников

С1 = 6240,73 H

С2 = 2600,31 H

Изгибающие моменты на валу(X от левого конца)

X1 = 50,00 H

M1 = 61,20 H*м

X2 = 0,00 H

M2 = 0,00 H*м

№36210 50/90/20//43200

Размещено на Allbest.ru