Модернизация привода главного движения и механизма переключения станка модели 6Р81

Размещено на http://www.allbest.ru/

1 Описание разрабатываемой конструкции и кинематической схемы

Консольно-фрезерные станки наиболее распространены. Стол консольно-фрезерных станков с салазками расположен на консоли и перемещается в трех направлениях: продольном, поперечном и вертикальном.

Вертикальный консольно-фрезерный станок модели 6Р81 предназначен для фрезерования всевозможных деталей из стали, чугуна и цветных металлов торцовыми, концевыми, цилиндрическими, радиусными и другими фрезами. На станке можно обрабатывать вертикальные, горизонтальные и наклонные плоскости, пазы, углы, рамки, зубчатые колеса и др.

Технологические особенности станка могут быть расширены с применением делительной головки, поворотного круглого стола и других приспособлений. Станок предназначен для выполнения различных работ в условиях единичного и серийного производства.

Техническая характеристика и жесткость станка позволяет полностью использовать возможности быстрорежущего и твердосплавного инструмента.

Возможность настройки станка на различные полуавтоматические и автоматические циклы позволяет организовать многостаночное обслуживание.

2. Расчет режимов резания

Расчеты в данном разделе курсового проекта выполним по методике, изложенной в /1/.

Задаемся условиями обработки:

Материал режущего инструментаT15K6

Обрабатываемый материал сталь, чугун

Размер стола станка (длина*ширину), мм 1150*250

Расчет режимов резания.

Наибольший диаметр фрез D_б, мм

D_б=(0,2…0,3) В_с, (1)

где В_с - ширина стола;

D_б=0,25*250=62,5 мм,

Наименьший диаметр фрез D_м, мм

D_м=(0,1…0,2) В_с, (2)

где В_б - ширина стола;

D_м=0,1*250=50 мм,

Принимаем диаметры фрез по ГОСТ9304-69 Р6М5

D_б=63 z=14

D_м=50 z=12

Наибольшая ширина фрезерования

В_б =(0.75…1) D_{б, (3)}

В_б =0.9*63=56,5 мм_,

Наименьшая ширина фрезерования

В_м =(0.75…1) D_{м, (4)}

В_м =0.9*50=45 мм_,

По табл. 26 [1] находим наибольшую глубину резания t_б=5 мм

По табл. 26 [1] находим наименьшую глубину резания t_м=1 мм

По таблицам 2 и 3 [1] выбираем наибольшую подачу на зуб

Z=10 S_zб =0.3 мм/зуб. при t=5 мм и D=63 мм.

По таблицам 2 и 3 [1] выбираем наименьшую подачу на зуб

Z=16 S_zб =0.15 мм/зуб. при t=1 мм. и D=50 мм.

Наименьшая скорость резания при фрезеровании:

, (5)

м/мин,

Наибольшая главная составляющая силы резания , Н рассчитывается по формуле из /2/

где Ср - постоянный коэффициент;

t - глубина резания;

Sz - подача на зуб;

B - ширина фрезерования;

z - число зубьев фрезы;

D-диаметр фрезы;

n-частота вращения фрезы;

Kмр - поправочный коэффициент Kмр=1;

- показатели степеней;

; ; ; ; ;

; ; ; ; ;

Наибольший крутящий момент на шпинделе , Н*м

,

Н*м

Наибольшая мощность, потребляемая на резание , кВт

,

где - наибольшая главная составляющая силы резания, Н;

- наименьшая скорость резания, м/мин.

kВт

Мощность электродвигателя главного движения

,

где - коэффициент повторно-кратковременной перегрузки электродвигателя;

- приближенный КПД.

кВт

По рассчитанной мощности подбираем электродвигатель серии 4А160М4У3 n=1470 мин^-1, N=18,5 кВт, исполнение по степени защиты IP44, способ охлаждения ICA0141.

3. Кинематический расчет коробки скоростей

Исходные данные:

Z=20; n _min= 100 мин^-1; ц=1.12.

Определяем формулу структуры привода

Z= 24=3₍₁₎ 2₍₃₎ 2₍₆₎ 2₍₈₎

Строим структурную сетку для принятой структуры

Рисунок 1 - Структурная сетка привода

Принимаем стандартное число частот вращения из ряда частот для ц=1,12.

n₁ =100 мин^-1;

n₂ = 112 мин^-1;

n₃ = 125 мин^-1;

n₄ = 140 мин^-1;

n₅ = 160 мин^-1;

n₆ = 180 мин^-1;

n₇ = 200 мин^-1;

n₈ = 224 мин^-1;

n₉ = 250 мин^-1;

n₁₀ = 280 мин^-1;

n₁₁= 315 мин^-1;

n₁₂= 335 мин^-1;

n₁₃ =400 мин^-1;

n₁₄ = 450 мин^-1;

n₁₅ = 500 мин^-1;

n₁₆ = 560 мин^-1;

n₁₇ = 630 мин^-1;

n₁₈ = 710 мин^-1;

n₁₉ = 800 мин^-1;

n₂₀ = 900 мин^-1;

Разрабатываем кинематическую схему привода главного движения. При создании кинематической схемы привода ориентируемся на структурную сетку и паспорт базового станка. Строим график частот вращения исходя из условия где i - максимальный угол наклона луча , n=12.

По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач в виде: где m - число интервалов, на которые поднимается луч передачи (+) или опускается (-):

Для зубчатой передачи от электродвигателя к первому валу

i₀=1470/1500=0,933

Для зубчатых передач:

Определение чисел зубьев шестерен коробки скоростей, по таб. 3 [3] принимаем в зависимости от стандартного знаменателя и суммарного числа зубьев в зубчатой передачи, принимаем число зубьев шестерни.

Результаты выбора занесены в таблицу 1:

Таблица 1 - Результат предварительного подбора чисел зубьев колес

Обозначение колеса	Передаточное число	Сумма зубьев передачи	Число зубьев колеса
1	2	3	4
z	1	74	37
z			37
z	0,897		35
z			39
z	0,804		33
z			41
z	1	72	36
z			36
z	0,71		30
z			42
z	1	72	36
z			36
z	0,5		24
z			48
z	0,51	104	35
z			69
z	0,65		41
z			63

Составляем уравнение кинематического баланса для всех частот вращения шпинделя и определяем действительные частоты, которые могут отличаться от стандартных не более, чем на , т.е. 10*(1,41-1)=4,1%

=[(i_стаид-i_факт)/i_cтанд]*100;

Таблица 2 - Погрешности действительных передаточных отношений

N	1	2	3	4	5	6	7
iстанд	1	0,7	0,5	1	0,354	2	0,251
iфакт	1	0,709	0,503	1	0,357	1,988	0,253
,	0	0,7	0,59	0	0,84	0,9	1,18

Все отклонения передаточных отношений находятся в пределах допустимых, поэтому пересчет не производим.

4. Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность

4.1 Определение расчетных нагрузок

Определим мощности на валах

Сначала определим угловые скорости вращения

,

где - частота вращения i-ого вала, ;

;

;

;

;

;

Определение мощности на валах:

N_Д=7.5 кВт;

N₁=N_д12=18,5*0,99*0.95=17,4 кВт;

N₂= N₁₁₂=17,4*0,99*0,97=16,7 кВт;

N₃= N₂₁²₂=16,7*0,99*0,97=16,03 Вт;

N₄= N₃₁₂=16,03*0,99*0,97=15,4 кВт

N₅= N₄₁₂=15,4*0,99*0,97=14,79 кВт

где = 0.99 - КПД пары подшипников качения,

= 0.97 - КПД пары прямозубых цилиндрических колес,

= 0.95 - КПД ременной передачи.

Определение крутящих моментов на валах, Н*м:

,

где - частота вращения i-ого вала, ;

- мощность на i-ом валу, ;

Результаты расчетов сводим в таблицу 3.

Таблица 3 - Расчетные нагрузки

N Вала	Мощность на валу, кВт	Крутящий момент на валу, нм	Частота вращения вала, мин-1
I	17,4	121210	143,55
II	16,7	144700	115,41
III	16,03	195630	81,94
IV	15,4	375880	40,97
V	14,79	721990	20,48

4.2 Проектный расчет зубчатых передач

4.2.1 Выбор материалов и термообработки

В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, с термообработкой - закалка плюс высокий отпуск (35…40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (50…52НRC). Механические свойства материала:

- для колеса: =1600 МПа, =1400 МПа, 480НВ (40HRC)

- для шестерни: =1600 МПа, =1400 МПа, 600НВ (52HRC)

4.2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле:

,

где , МПа - базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса:

_ш=17*HRC+200=17*62+200=1254 МПа

_к=17*HRC+200=17*50+200=1050 МПа,

= 1.2 - коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев,

- коэффициент долговечности,

K_HL=

==9*10⁷ - базовое число циклов нагружения [4],

=*60*n_т* - эквивалентное число циклов перемены напряжений, при:

=0,25 коэффициент табл. 8.10 [4]

n_т= 22,4 мин^-1 - частота вращения тихоходного вала,

=L*365*K_год*24*К_сут=5*365*0.6*24*0.3=7884 ч - число часов работы передачи за расчетный срок службы,

где К_год, К_сут - коэффициенты использования передачи в году и в сутках,

L, годы - срок службы;

=*60*n_т* =0,25 *60*22,4*7884=0,26*10^7;

==1,8

Тогда допускаемое контактное напряжение для колеса составит:

=1050*1,8/1.2 = 1575 МПа

Так как передача является прямозубой, то дальнейший расчет будем производить по 1575 МПа

Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем по формуле:

где - базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяемый для шестерни и колеса:

= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи),

=1,75 - коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения (по аналогии с принимаем =1,18, при базовом числе циклов перемены напряжений = 4*10⁶ - для стали).

Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:

=750*1*1,18/2 = 505,7 МПа

=650*1*1,18/2 = 438,28 МПа

Так как передача является прямозубой, то дальнейший расчет будем производить по 438,28 МПа

4.2.3 Определение размеров передач и зубчатых колес

Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния более нагруженной пары z₁ определяем по формуле:

а=;

где =0,22 - коэффициент ширины шестерни. Принимаем по табл. 8.4 [4]

=2,5*10^5 Мпа-модуль упругости

u-передаточное число

К_{HB -} коэффициент допускаемых напряжений

=

T=2607,59Hм;

a=мм.

Округляя по ряду Ra40 принимаем а=80

Находим ширину шестерни

Bw= *а

Bw=80*0,22=17 мм

Определяем модуль, полагая его одинаковым для обеих пар колес:

m= 2*а/z

где z=104-суммарное число зубьев на валах

m=2*80/104=1,5

По ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=1,5

Уточняем межосевое расстояние

а=m* Z/2

a=1,5*104/2=78 мм.

Уточняем ширину колес

Bw=78*0,22=17 мм

Межосевое расстояние для передачи z₂, мм

a=мм.

Округляя по ряду Ra40 принимаем а=80

Находим ширину шестерни

Bw=80*0,22=17 мм

Определяем модуль, полагая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2*80/72=2,22

По ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=2,5

Уточняем межосевое расстояние

a=2,5*72/2=90 мм.

Уточняем ширину колес

Bw=90*0,22=20 мм

Межосевое расстояние для передачи z₃, мм

a=мм.

Округляя по ряду Ra40 принимаем а=80

Находим ширину шестерни

Bw=80*0,22=17 мм

Определяем модуль, полагая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2*80/72=2,22

По ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=2,5

Уточняем межосевое расстояние

a=2,5*72/2=90 мм.

Уточняем ширину колес

Bw=90*0,22=20 мм

Межосевое расстояние для передачи z₄, мм

a=мм.

Округляя по ряду Ra40 принимаем а=80

Находим ширину шестерни

Bw=80*0,22=17 мм

Определяем модуль, полагая его одинаковым для обеих пар колес:

m=2*80/74=2,1

По ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=2

Уточняем межосевое расстояние

a=2*74/2=74 мм.

Уточняем ширину колес

Bw=74*0,22=16 мм

Расчет геометрических параметров передач осуществляем по ГОСТ 16532-70.

Делительные диаметры шестерни (колеса) d, мм

d=m*z;

Диаметры вершин шестерни (колеса) da, мм

d_a=d+2m;

Диаметры впадин шестерни (колеса) df, мм

d_f=d-2,5m;

Ширина венцов колес:

;

Результаты расчетов по вышеперечисленным методикам сводим в таблицу 4.

Таблица 4 - Результаты расчета зубчатых колес

Обозначение колеса	Число зубьев, z	Суммарное число зубьев zУ	Передаточное число, u	Модуль m, мм	Межосевое расстояние, мм	Делительный диаметр, мм	Диаметр впадин, мм	Диаметр вершин, мм	Ширина венца, мм
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
z	37	74	1	2	74	74	69	78	16
z	37					74	69	78	16
z	35		0,897			70	65	74	16
z	39					78	73	82	16
z	33		0,804			66	61	70	16
z	41					82	77	86	16
z	36	72	1	2,5	90	90	83,75	95	20
z	36					90	83,75	95	20
z	30		0,71			75	68,75	80	20
z	42					105	98,75	110	20
z	36	72	1	2,5	90	90	83,75	95	20
z	36					90	83,75	95	20
z	24		0,5			60	53,75	65	20
z	48					120	113,75	125	20

4.2.4 Проверочный расчет прямозубой передачи

Произведем проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для самой нагруженной передачи, которой является зубчатая пара z₃₄-z₄₂

а) Проверочный расчет на контактную выносливость

Расчетное контактное напряжение для зубчатого колеса:

=,

где =*=1,04*1,04=1,08 - коэффициент нагрузки,

где =1.04 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (в зависимости от окружной скорости: = 0.0138 м/c и степени точности зацепления 9)

=1.04 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца,

b = 30 мм - рабочая ширина венца зубчатой передачи,

d₁= 66 мм - делительный диаметр шестерни,

U =4 - передаточное отношение.

=2,5*10^5 Мпа-модуль упругости

Таким образом:

== 1334,15 МПа

То есть =1334,15 МПа < =1575 МПа - условие прочности на контактную выносливость соблюдается.

б) Проверочный расчет по напряжениям изгиба

Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:

=

где = 4,05 - коэффициент формы зуба. Находим по графику рис. 8.20 [4],

= 3,7 - коэффициент формы зуба. Находим по графику рис. 8.20 [4],

505,7 МПа - допускаемое напряжение изгиба для шестерни,

= 438,28 МПа - допускаемое напряжение изгиба для колеса, определяем менее прочное звено:

/=505,7/4,05=124,86

/=438,28/3,78=116,02

расчет будем производить по колесу;

=2000*/=2*689,9*/60 = 20906,06Н - окружная сила на начальной окружности,

b =55 мм - рабочая ширина венца зубчатой передачи,

m = 3 мм - модуль зацепления,

=*=1,01*1,05=1,061 - коэффициент нагрузки,

где =1.01 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Определяем по табл. 8.3 [4], =1б05 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. Определяем по табл. 8.3 [4],

Таким образом:

== 423 МПа

То есть =423 МПа много меньше =438 МПа, следовательно условие соблюдается.

4.3 Расчет валов

Определение диаметров ступеней валов.

Определим диаметры выходных концов валов для установки подшипников по формуле, окончательно принимая диаметр вала под подшипники:

=,

где , мм - рассчитываемый диаметр i - го вала,

M_i, Нм - крутящий момент на i - ом валу,

= 20…30 МПа - допускаемые касательные напряжения, тогда:

d_I==28 мм,

Принимаем d_I= 28 мм

d_II==28,5 мм,

Принимаем d_II= 28 мм.

d_III==31,9 мм,

Принимаем d_III= 32 мм.

d_IV==39,7 мм,

Принимаем d_IV= 40 мм.

d_IV==49 мм,

Принимаем d_V= 49 мм.

Дальнейший расчет будем производить для V - го вала, который является наиболее нагруженным, поэтому исходными данными для расчета будут являться: диаметр вала = 49 мм, крутящий момент на валу =721990 Нм, делительный диаметр зубчатого колеса, находящегося в зацеплении d=111 мм, n=100 мин^-1, число зубьев колеса Z=69.

Определим силы, возникающие в зацеплении для прямозубой передачи:

Окружная сила =2*/, Н

F_t=2*721990/111 = 13008,8Н

Радиальная сила =*, Н (-угол зацепления).

F_r=13008,8*tg20=29102,84 H;

Определим силы, возникающие в зацеплении для шкива:

Окружная сила =2*/, Н

F_t=2*721990/200 = 7219,9Н

Из построения эпюры суммарных крутящих моментов определяем, что наиболее опасным является сечение вала под зубчатым колесом , где суммарный крутящий момент является максимальным. Дальнейший расчет вала будем производить по данному опасному сечению.

4.4 Выбор и расчет подшипников

По определенным диаметрам выходных концов валов производим подбор подшипников, для установки валов в корпус коробки. Так как все передачи на валах являются прямозубыми, то осевыми силами в зацеплениях можно пренебречь, поэтому оптимальным вариантом являются шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338 - 75.

Для пятого вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 - 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии со следующими основными размерами и характеристиками:

d = 45 мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,

D = 68 мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,

B = 12 мм - номинальная ширина подшипника,

С = 14300Н - динамическая грузоподъемность,

С₀ =8150Н - статическая грузоподъемность.

Произведем расчет данного подшипника для наиболее нагруженной фиксирующей опоры четвертого вала, которой является опора В, значения реакций для данной опоры составят:

Радиальная составляющая:

=,

где , , Н - значения радиальной составляющей реакции опоры соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях, тогда:

===30513,96 Н

Осевая составляющая:

=8830,45 H

Определим значение отношения , для определения значения параметра

==0,36 тогда по табл. 16.5 [4] =0,42

Определим значение следующего соотношения и сравним его со значение параметра =0,42

= =0,289

где V =1 - (при вращении внутреннего кольца по отношению к нагрузке) коэффициент вращения.

Так как =0,289 < =0,42, то значения коэффициентов в формуле для эквивалентной динамической нагрузки составят: X = 1, Y = 0.

Определим эквивалентную динамическую радиальную нагрузку из выражения:

=,

где X = 1, Y = 0, V =1, = 30513,96 Н, =8830,45 Н (как и ранее)

=1.3 - (для умеренных толчков) коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки,

=1 - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла, таким образом:

== (1*1*30513,96+8830,45*0)*1.3*1 = =39668,148 Н

Для определения пригодности выбранного подшипника, определим расчетную динамическую грузоподъемность подшипника для данных условий нагружения и сравним со стандартной аналогичной грузоподъемностью выбранного подшипника.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность:

=*,

где =39668,148 Н - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка,

p = 3 - для шарикоподшипников,

= 3000 ч - продолжительность работы подшипника (долговечность),

n = 1000 мин^-1 - максимальная частота вращения вала, тогда

=*=39669,148*=62758,42 Н

То есть С = 62758,42 Н > 2*=75400 Н, что говорит о пригодности выбранной пары подшипников.

Для проверки подшипника по статической грузоподъемности, определим эквивалентную статическую нагрузку:

== 0.6*30513,96+0.5*8830,45=22723,6 Н

где = 0.6, =0.5 (для однорядных радиальных шарикоподшипников).

=22723,6 Н < С₀ =24500 Н - подшипник пригоден.

Для четвертого вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 - 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 1000806 со следующими основными размерами и характеристиками:

d = 30 мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,

D = 42 мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,

B = 7 мм - номинальная ширина подшипника,

С = 3420Н - динамическая грузоподъемность,

С₀ = 2350Н - статическая грузоподъемность.

Для третьего вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 - 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 1000806 со следующими основными размерами и характеристиками:

d = 30 мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,

D = 42 мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,

B = 7 мм - номинальная ширина подшипника,

С = 3420Н - динамическая грузоподъемность,

С₀ = 2350Н - статическая грузоподъемность.

Для второго вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 - 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 1000805 со следующими основными размерами и характеристиками:

d = 25 мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,

D = 37 мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,

B = 7 мм - номинальная ширина подшипника,

С = 3120Н - динамическая грузоподъемность,

С₀ = 1980 Н - статическая грузоподъемность.

Для первого вала на оба выходных конца принимаем по ГОСТ 8338 - 75 шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 1000805 со следующими основными размерами и характеристиками:

d = 25 мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца,

D = 37 мм - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца,

B = 7 мм - номинальная ширина подшипника,

С = 3120Н - динамическая грузоподъемность,

С₀ = 1980 Н - статическая грузоподъемность.

4.5 Расчет шпоночного соединения

Передача крутящего момента с третьего на четвертый, происходит с помощью зубчатого колеса которое крепится на втулке с помощью призматической шпонки.

Диаметр вала для посадки зубчатого колеса составляет d = 45 мм, для которого по ГОСТ 23360 - 78 выбираем призматическую шпонку с размерами:

Сечение шпонки

b=20 мм - толщина шпонки,

h=14 мм - высота шпонки,

Длину шпонки примем из нормального ряда = 65 мм

Материал шпонки сталь 45 ГОСТ 1050 - 88, с допускаемым напряжением смятия [] = М100Па

Принимая нагружение шпонки по длине равномерным, произведем расчет на смятие. Условие прочности на смятии имеет вид:

где , - допускаемое напряжение смятия []=М100Па

=75 мм - диаметр вала под установку шпонки,

= 65 мм - рабочая длинна шпонки,

T=2607,59 - крутящий момент на 4-oм валу,

МПа

МПА МПа

Таким образом, условие прочности выполняется.

4.6 Расчет шлицевого соединения

Для передачи вращения между валами с помощью зубчатых передач, необходимо обеспечить неподвижность зубчатых колес относительно валов в окружном направлении, то есть отсутствие вращения зубчатых колес независимо от вала с этой целью будем использовать прямобочные шлицевые соединения.

По ГОСТ 1139 - 80 примем размеры прямобочных шлицевые соединения. Рассчитаем шлицевое соединение для третьего вала

для вала 3: =8 =28 мм, =32 мм, =4 мм, =0.4 мм, =0.3 мм,

где - число зубьев шлицевого вала,

, мм - внутренний диаметр шлицев вала,

, мм - наружный диаметр шлицев вала,

, мм - толщина шлицев,

, мм - размер фаски,

, мм - размер закругления.

Для шлицевых соединений основным является расчет на смятие шлицев. Произведем расчет прочности шлицевого соединения 3-го вала. Условие прочности имеет вид:

=

где , МПа - расчетное напряжение смятия,

=195630 Нм - крутящий момент на 3-ом валу,

=0.85 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок по рабочим поверхностям зубьев,

=,

мм²/мм - (для прямоугольных зубьев) площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длинны,

где =8 - число зубьев шлицевого вала

=28 мм - внутренний диаметр шлицев вала,

=32 мм - наружный диаметр шлицев вала,

=0.4 мм - размер фаски,

=0.3 мм - размер закругления, тогда

===9,6 мм²/мм

=225 мм - рабочая длинна зуба,

===15 - для прямоугольных зубьев,

[]=10…20 МПа - допускаемое напряжение смятия боковых поверхностей зубьев, тогда

===7,1 МПа,

таким образом, =7,1 МПа < []=20 МПа, то есть прочность соединения обеспечивается.

Заключение

В данном курсовом проекте осуществляем модернизацию привода главного движения и механизма переключения. Обеспечиваем число ступеней z=12 и диапазон регулирования: n=22.4…1000 мин.

Для решения поставленной задачи по модернизации привода главного движения и механизма переключения, в курсовом проекте были использованы следующие технические новшества:

1) Сложная селективная система управления заменена более простой многорукояточной, включающей зубчатореечную передачу.

2) Для увеличения ремонтопригодности цельные зубчатые блоки заменены сборными.

3) В конструкцию привода главного движения внедрена клиноременная передача (вместо зубчатой, имеющейся в базовом варианте станка).

4) Шкив разгружает передачу на корпус коробки скоростей, что позволяет уменьшить силы, действующие на входной вал коробки скоростей и применить в конструкции вал с меньшими массогабаритными характеристиками.

5) Назначена различная термообработка для зубчатого колеса и шестерни (закалка плюс высокий отпуск (35…40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (50…52НRC).

Список источников

привод станок клиноременной зубчатый

1. «Режимы резания металлов»..Справочник. Изд. 3-е переработанное и дополненное. М., «Машиностроение», 1972.

2. Косилова А.Г. «Справочник технолога машиностроителя». В 2-х т./ Под ред..-М.: «Машиностроение».

3. Свищерский Ю.И., Макейчик Н.Н «Расчет и конструирование коробок скоростей и подач». - Мн.: Высш.шк., 1976

4. Иванов М.Н. «Детали машин» - 5-е изд., пнрераб.-М.:Выш.шк., 1991. - 383 c.:ил.

5. Кучер А.М. «Металлорежущие станки» (альбом общих видов кинематических схем и узлов). М.: «Машиностроение», 1972.

6. Проников А.С. «Расчет и конструирование металлорежущих станков».;

Высшая школа М., 1967.

7. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. «Проектирование деталей машин» - 2-е изд. Перераб. И доп.-М.: Минск УП «Техноприт» 2002.

8. Чернин И.М. Кузьмин А.В. «Расчеты деталей машин» 2-е изд., перепаб. - Мн.: Высш.шк., 1978.

Размещено на Allbest.ru