Расчет ременной передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определение знаменателя

z - число скоростей;

nmax - максимальная частота вращения;

nmin - минимальная частота вращения;

Округляем до стандартного значения 1.78.

Подбор электродвигателя

Номинальная мощность резания рассчитывается по формуле:

Скорость чернового резания при наружном продольном и поперечном точении:

Где среднее значение стойкости при одноинструментной обработке Т= 80 мин.;

значения коэффициентов Сv, показателей степени х, у и m приведены в таб.17 [3]: Сv = 420; х = 0.15; у = 0.2; m = 0.2;

глубина резания t = 6 мм;

значение подачи S = 0.5 мм/об.;

= = 0.58,

где - коэффициент, учитывающий влияние физико-механических свойств материала на скорость резания (таб.4 [3]);

= 1 - коэффициент, характеризующий группу стали по обрабатываемости;

уВ = 760 МПа, nv= 1.75 - для Сталь45;

КПv = 0.58 -коэффициент, учитывающий состояние поверхности заготовки (таб.5 [3]);

КИv = 1.0 (для Р6М5) - коэффициент, учитывающий материал инструмента (таб.6 [3]).

= 86.7 м/мин.

Сила резания рассчитывается по формуле:

Где = - поправочный коэффициент, в котором

== 1.0 - коэффициент, учитывающий влияние качества обрабатываемого материала на силовые зависимости;

уВ = 760 МПа, n = 0.75 - для Сталь45;

- коэффициенты, учитывающие влияние геометрических параметров режущей части инструмента на составляющие силы резания:

Кцр = 1.0; Кгр = 1.0; Клр = 1.0; Кrр = 0.59;

значения коэффициентов СР, показателей степени х, у и n приведены в таб.22 [3]: СР = 300; х = 1; у = 0.75; n = -0,15;

t = 6 мм - глубина резания;

S = 0.5 мм/об. - значение подачи.

4177 кН.

Номинальная мощность резания:

кВт.

Мощность электродвигателя рассчитывается по формуле:

5,45 кВт, где

Nn - Номинальная мощность резания;

з = 0.7 - 0.85 - КПД для станков с главным вращательным движением.

По табл.3.1[4] выбираем электродвигатель:

Двигатель 4АВ2М6У3 ГОСТ 19523-74 (N= 7.5 кВт, n0= 1000 об/мин.)

шлицевый вал подшипник зубчатый

Структурная сетка и график частот вращения

Разбиваем число скоростей z=8 на группы. Т.к. число z=8 невозможно разложить нацело, то проектируемая коробка будет иметь перекрытия скоростей: z = 3[1] + 3[1] 2[3-1].

Проведем проверку возможности конструктивного исполнения коробки скоростей:

= 1.26(2-1)8 = 6,35 < 8, т.е. конструктивное исполнение возможно.

График частот вращения ( n0 = 1000 об/мин):

Определение чисел зубьев колес

Первая ступень: u1= ; u2= ; u3=

u1= ? ; f1 + g1 = 5 + 9 = 14;

u2= ? ; f2 + g2 = 1 + 1 = 2;

u3=? ; f3 + g3 = 9+5=14;

k =2·7= 14

2z0 = 14E

; ? 4

2z0 = 14 ·4 = 56;

z1 = 56 · = 20; z2 = ; z3 = ;

z1' = 56 · = 36; z2'=; z3'=

Вторая ступень:

Число зубьев колес подбираем по справочнику Кочергин А.И. «Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов». (Берём 2z0 = 68)

Z1 = 34; z2 =17;

Z1' = 34; z2'=51.

Третья ступень: (Аналогично)

Z1 = 34; z2 =17;

Z1' = 34; z2'=51.

Четвёртая ступень: (Выбирается исходя из передаточного отношения U = 1/)

Z1 = 19;

Z1' = 36.

Определение действительных частот вращения

проверка:

проверка:

проверка:

проверка:

проверка:

проверка:

проверка:

проверка:

проверка:

Расчет модулей зубчатых передач

Формулы для определения модуля стальных прямозубых колес:

mизг. = 10 ;

mпов. = ;

где = 290 МПа - допускаемое напряжение на изгиб (для Сталь 45 нормализованной и улучшенной);

= = 125 МПа - допускаемое напряжение на контактную нагрузку;

= 0,45·=0,45·750=337,5 МПа - предел выносливости ;

= 1.8 - коэффициент концентрации напряжений;

n' = 1.5 - коэффициент запаса;

- номинальная передаваемая мощность;

- КПД передачи;

n - минимальная частота вращения шестерни при которой передается полная мощность;

y = 0.1 - коэффициент формы зуба;

I - передаточное число;

= = 5 - коэффициент ширины зуба;

k1 и k2 - коэффициенты учитывающие изменения нагрузки на зуб шестерни по сравнению с её номинальным значением:

kд = 1 - динамический коэффициент, учитывает дополнительные нагрузки на зуб;

kпов - коэффициент долговечности шестерни;

k2 = kд =1.

Первое зацепление 20/56:

=56/20;

n = 1000 об/мин;

N = 7.5·з рем. пер = 7.5·0.99 = 7.5 кВт;

mизг = 10 = 2;

mпов = = 3.

Конструктивно назначаем m=3.

Второе зацепление 17/51

= 51/17

n = 560 об/мин;

N = 7. 5·з зубч.пер. = 7.5·0.98 = 7.5 кВт;

= = 160 МПа

mизг = 10 = 3;

mпов = = 3.

Конструктивно назначаем m=3

Третье зацепление 34/34

= 34/34;

n = 180 об/мин;

N = 7.5 ·з зубч.пер. = 7.50.94 = 7 кВт;

mизг = 10 = 3;

mпов = = 2.

Конструктивно назначаем m = 3.

Четвёртое зацепление 19/36

= 36/19

n = 180 об/мин;

N = 7. 5·з зубч.пер. = 7.5·0.94 = 7 кВт;

= = 189 МПа

для Сталь 20Х цементированной и закаленной

mизг = 10 = 3;

mпов = = 4.

Конструктивно назначаем m=4

Расчет валов коробки скоростей

Ориентировочный расчет первого вала:

d1 = = = 12.5 мм

где = = 73.05 Н·м;

уt = 185 МПа - допускаемое напряжение на кручение (для Сталь 45 с улучшением).

Конструктивно принимаем d1 = 20 мм;

Ориентировочный расчет второго вала:

d2 = = = 15 мм

где = = 130 Н·м.

Конструктивно принимаем d2 = 20 мм;

Ориентировочный расчет третьего вала:

d3 = = = 22 мм

где = = 405 Н·м.

Конструктивно принимаем d3 = 30 мм;

Ориентировочный расчет четвёртого вала:

d3 = = = 22 мм

где = = 405 Н·м.

Конструктивно принимаем d3 = 30 мм;

Уточненный расчет четвёртого вала:

Расчет на прочность:

Mкр= 9740 · = 9740 ·= 405 Н·м;

Ftш = = = 10658 Н.

Frш = Ftk · tgб = 10658 · tg20 = 3463 Н.

Ftк = = = 5294 Н.

Frк = Ftш · tgб = 5294 · tg20 = 1694 Н.

где б=20- угол зацепления для нормальных колес

Спроектируем имеющиеся силы на плоскости x-x и y-y и найдем результирующие силы в каждой плоскости для точек D и C.



Скорректируем направления сил в соответствии с полученными знаками и построим эпюры изгибающих моментов, чтобы выявить наиболее опасное сечение.

Mизг. D = = = 527 Н·м;

Mизг. С = = = 525 Н·м;

Видно, что сечение D наиболее опасно. Определим минимальный диаметр для опасного сечения.

Где Mпр = == 541 H·м - приведенный момент для опасного сечения;

= 290 МПа - допускаемое напряжение на изгиб (для Сталь 45 нормализованной и улучшенной);

W = 0.2·d3 - момент сопротивления;

[ур] = = = 432,2 МПа - предельное напряжение.

= 0,0184 м =18.4 мм.

Конструктивно принимаем d4 = 30 мм

Расчет на жесткость

Определим прогиб в опасном сечении. В нашем случае опасное сечение - сечение C.

Допустимое значении прогиба определяем по формуле:

[y] ? 0.0002·l = 0.0002·302 = 0.0604 мм.

Прогибы в плоскостях x-x и y-y:

Где

39740мм4 - момент инерции ;

E = 200·106 - модуль упругости;

мм;

мм;

мм;

мм.

Прогибы в плоскостях x-x

= = 0.000107 мм.

= 0.000317 мм.

мм.

Прогибы в плоскостях y-y

= 0.000335 мм.

= 0.000028 мм.

мм.

= = 0.000523 мм < 0.0604 мм.

Условие выполняется.

Расчет подшипников качения

Предварительно назначим подшипник 306 из [2]. ГОСТ 8338-75.

Средняя серия. Радиальный однорядный.

Статическая грузоподъёмность - С = 2200 кг·с = 22000 Н.

Динамическая грузоподъёмность - С0 = 1510 кг·с = 15100 Н.

Реакции опор по расчету вала:

Плоскость x-x:

RBx = 2549 H;

RAx = 9362 H.

Плоскость y-y:

RAy = 4871 H;

RBy = 3886 H.

Рассчитывается подшипник для опоры B как для более нагруженной.

Для заданного подшипника из [2] выписываем следующие данные:

x = 0.56 - коэффициент радиальной нагрузки;

у = 1.55 - коэффициент осевой нагрузки;

кт = 1.1 - температурный коэффициент;

ку = 1 - коэффициент безопасности;

v = 1.2 - коэффициент вращения кольца;

e = 0.28 - предельное значение отношения ;

x0 = 0.6 - коэффициент радиальной статической нагрузки;

у0 = 0.5 - коэффициент осевой статической нагрузки.

Fr = FD = 10553 Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых подшипников:

P = (x·v·Fr + y·Fб)·Kу·KT

Осевая сила для шариковых подшипников:

Fб = e1·Fr = 0.28 · 10553 = 2955 Н;

P = (0.56 · 1.2 · 10553 + 1.55 ·2955) · 1 · 1.1 = 12839 H < C0.

Вычислим эквивалентную статическую нагрузку:

P0 = x0· Fr + y0· Fб = 0.6 · 10553 + 0.5 · 2955= 7809 H < C .

Делаем вывод, что подшипник пригоден

Базовый расчетный ресурс:

= 5.03 млн.об.

Расчет шпинделя

Расчет на жесткость.

Расчет на жесткость осуществляется по формуле:

мм

Где [y] = 0.01 мм - допустимое значение прогиба;

мм4 - момент инерции;

Ориентировочный расчёт

Dmin = = = 25 мм. - наружный диаметр шпинделя;

принимаем Dшп = 50 мм;

dmin = D - 10 = 50 - 10 = 40 мм;

принимаем dшп = 40 мм;

E = 200·106 МПа - модуль упругости;

PP ? Pz = 4177 H - усилие резания;

F ? 0.1·Fф = 0.1 · 10146 = 1014.6 Н,

Fф = Н,

= 730.5 H·м = 730500 Н·мм;

момент, учитываемый в передней опоре подшипника скольжения:

МЗ = 0.3·РР·с = 0

мм;

мм;

мм;

мм.

= 0.00077 мм. < 0.01 мм.

Расчет на прочность.

Расчет на прочность осуществляется по формуле:

,

Где Мк = 9740· = 730,5 H·м = 730500 H·мм - среднее значение крутящего момента;

- коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений;

= 1.85 - динамический коэффициент концентрации напряжений для нормальных напряжений;

- коэффициент, учитывающий переменность моментов;

= 1.85 - динамический коэффициент концентрации напряжений для касательных напряжений;

с = 200 мм;

= 0.5·уВ = 0.5·1100 = 550 МПа - предел выносливости;

уВ = 1100 МПа - предел выносливости (для Сталь 40Х);

= 1.5 - запас прочности.

Среднее значение изгибающего момента определяется из расчета шпинделя на изгиб.

Определим реакции опор RA и RB:

УМА = 0: -F · 0.050 + RB · 0.302 - P · 0.502 = 0

RB = (3463 · 0,050 + 4177 · 0,502)/0,302 = 7516 H.

RA = 7516 - 4177 - 3463 =124 H.

В сечении B возникает наибольший момент М = 835.4 Н·м = 835400 Н·мм.

Подставляя все эти значения в первоначальную формулу:

=44.4 мм.

Т.е. диаметр шпинделя должен быть не меньше D = 44.4 мм.

Расчет шлицевых валов на удельное давление на гранях шлицев

Расчет третьего вала:

Мкр = 379 - крутящий момент на шлицевом валу;

D = 0.036 мм;

d = 0.032 мм;

l = 0.1 м - длина шлицевого участка;

z = 8 - число шлицев;

= 0.75 - коэффициент, учитывающий неравномерность исполнения рабочей поверхности шлицев;

[p] = (0.1-0.2) МПа - допустимое значение удельного давления.

МПа < [p]

Определение класса точности подшипников шпинделя

Для опоры с2 выбирается допуск на радиальное биение из номинального диаметра внутреннего кольца подшипника d = 50 при 0-м классе точности с2 =20 мкм

= 0.0044 мм = 4 мкм;

Биение 4 мкм соответствует 2-му классу точности

l1 = 302 мм;

l2 = 200 мм;

= 1.51;

с1 - биение в передней опоре;

с2 - биение в задней опоре;

к1 , к2 = 1 и 0.71 соответственно - коэффициенты, учитывающие число подшипников в опоре;

Д = 0,01 мм;

- биение переднего конца шпинделя.

Делаем вывод о классах точности подшипников шпинделя:

в передней опоре подшипник 2-го класса точности;

в задней опоре подшипники 0-го класса точности.

Расчет ременной передачи

По передаваемому числу оборотов выбираем сечение ремня B.

Диаметр шкива выбираем 200 мм.

Передаточное отношение 1.

Угол обхвата шкивов .

Межцентровое расстояние = 1000 мм.

Расчетная длина ремня:

мм.

Вычисленную расчетную длину округляем до ближайшей стандартной расчетной длины ремня в соответствии с ГОСТ 1284.1.: Lp = 2000 мм.

Необходимое число ремней в приводе К определяется по формуле:

где: Pном = 7.5 кВт - номинальная мощность, передаваемая электродвигателем;

P0 = 3.1 кВт - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем сечения В при угле обхвата б = 180? и спокойном режиме работы;

= 1 - коэффициент угла обхвата;

= 0.98 - коэффициент, учитывающий длину ремня;

= 0.75 - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче;

= 1.2 - коэффициент динамической нагрузки и режима работы ремней.

Принимаем К = 4

Размещено на Allbest.ru