Проектирование токарно-винторезного станка

Принимаем стандартное значение знаменателя .

По [1, приложение 5] выбираем ряд стандартных частот вращения со знаменателем ц = 1,26; n= 4800 мин; n= 16 мин.

1000; 8000 6300; 5000; 4000; 3150; 2500; 2000; 1600; 1250; 1000; 800; 630; 500; 400; 315; 250; 200; 160; 125; 100; 80; 63; 50; 40; 31,50; 25; 20; 16.

Из таблиц, приведённых в [1, приложение 7], по заданной мощности выбираем регулируемый электродвигатель:

2ПФ-160 ГУ4; N = 10 кВт; = 1500 об/мин; = 4000 об/мин.

Диапазон регулирования электродвигателя с постоянной мощностью:

.

Диапазон регулирования расширительной коробки скоростей:

.

Число интервалов lgц, которое содержит диапазон регулирования электродвигателя:

,

принимаем С = 5.

Число групп передач, которое будет иметь коробка скоростей:

.

принимаем m = 2.

Если принять диапазон регулирования групп одинаковым, то их значения можно определить следующим образом:

Число интервалов каждой группы можно определить:

Принимаем

В таком случае передачи каждой группы будут пересекать по 10 интервалов.

Определяем общее число интервалов на графике частот вращения:

Принимаем .

Логарифмическая сетка будет иметь 26 горизонталей.

Рис. 1. График частот вращения

Определяем по ГЧВ передаточные отношения передач. Числа зубьев зубчатых колёс подбираем по таблицам [2, с. 98 - 101].

;

;

;

.

Передаточное отношение ремённой передачи по ГЧВ

.

Рекомендуемое значение . В нашем случае это условие выполняется.

3.3 Приближенный расчет валов

Расчёт производим для наиболее нагруженных передач, выделенных на ГЧВ. В каждой передаче рассчитываем шестерню, то есть меньшее колесо. Полученные значения модулей принимаем для остальных передач рассматриваемой группы.

Таблица 3.5. Таблица исходных данных.

Окончательно принимаем m=5мм; ш=8, материал ранее принятый.

Диаметры окружностей - основной (делительной), выступов и впадин - определяем по формулам:

Таблица 3.6. Результаты расчетов.

Расчет передачи

Выбор материала, назначение упрочняющей обработки и определение напряжений для зубчатых колёс.

Предварительно выбираем материал шестерни - сталь 40Х, улучшение и закалка с нагревом ТВЧ, твердость сердцевины 269…302 НВ и поверхности зубьев 45…50 HRC_э и среднее значение твердости HRC_э или 456 НВ. Предел текучести МПа.

Материал колеса - сталь 40Х, улучшение, твердость поверхности зубьев 269…302 НВ и среднее значение твердости НВ. Предел текучести МПа.

Предел контактной выносливости зубьев при базе испытаний:

- для шестерни:

МПа;

- для колеса:

МПа.

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей - [3, табл. 1.2].

Коэффициент, учитывающий влияние скорости - . [3, табл. 1.3].

База испытаний, зависящая от твердости:

- для шестерни:

;

- для колеса:

.

Суммарный ресурс:

,

где L - срок службы в годах;

и - коэффициенты использования передачи в году и в сутках.

ч.

Суммарное число циклов нагружений:

,

где с - число зацеплений каждого зуба за один оборот зубчатого колеса;

- частота вращения зубчатого колеса.

- для шестерни:

;

- для колеса:

.

Коэффициент эквивалентности по контактным напряжения .

Эквивалентное число циклов нагружений зубьев:

- для шестерни:

;

- для колеса:

.

Так как и , то коэффициенты долговечности .

Из [3, табл. 1.4] при однородной структуре по объёму материала допустимый коэффициент безопасности и неоднородной .

Допускаемое контактное напряжение:

,

где - предел контактной выносливости зубьев при базе испытаний;

- допускаемый коэффициент безопасности;

- для шестерни:

МПа

- для колеса:

МПа

Допускаемое контактное напряжение:

Допускаемое контактное напряжение для проверки статической прочности зубьев:

- для шестерни:

МПа;

- для колеса:

МПа.

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базе испытаний:

- для шестерни из [3, табл. 1.4]:

МПа;

- для колеса из [3, табл. 1.4]:

МПа.

По рекомендации 1.15 [3, с. 18] базовое число циклов .

Коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям .

Эквивалентное число циклов нагружений зубьев:

- для шестерни:

;

- для колеса:

.

Так как , то коэффициенты долговечности .

Допустимый коэффициент безопасности .

Допускаемое напряжение изгиба:

- для шестерни:

МПа;

- для колеса:

МПа;

Допускаемое напряжение изгиба для проверки статической прочности зубьев:

- для шестерни из [3, табл. 1.4]:

МПа;

- для колеса:

МПа.

Проектировочный расчет.

Размеры венцов зубчатых колёс определяем через межосевое расстояние, которое рассчитываем из условия обеспечения контактной выносливости активных поверхностей зубьев. Из [3, табл. 1.7] для косозубого зацепления. Примем предварительно коэффициент нагрузки , из [3, табл. 1.9] выбираем .

Межосевое расстояние:

Принимаем ближайшее стандартное значение [3, табл. 1.11] .

Диапазон изменения нормального модуля согласно рекомендации (1.22) [3, с. 22].

Принимаем из таблицы 1.12 [3, с.22] стандартное значение

По таблице 1.13 [3, с.23] берём угол наклона зубьев .

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Уточняем угол наклона зубьев:

Основные размеры венцов зубчатых колёс.

Делительные диаметры:

- шестерни:

мм.

- колеса:

мм.

Проверка:

мм.

Диаметры вершин:

- шестерни:

мм.

- колеса:

мм.

Ширина колеса:

мм.

Ширина шестерни:

мм.

Проверка:

мм.

Коэффициент ширины венца по отношению к диаметру:

Проверочные расчёты передачи.

Окружная скорость:

При этой скорости назначаем согласно рекомендациям (табл. 1.15) [3, с.25] 8-ю степень точности по ГОСТ 1643.

Коэффициент динамичности нагрузки по табл. 1.17 [3, с.26].

Коэффициент концентрации по табл. 1.10 [3, с.21].

Коэффициент распределения нагрузки между парами зубьев по табл. 1.16 [3, с.25].

При этом уточнённое значение коэффициента нагрузки:

Расчетное контактное напряжение:

,

где

Недогрузка:

Коэффициент динамичности нагрузки по табл. 1.19 [3, с.27].

Коэффициент концентрации по табл. 1.18 [3, с.27].

Коэффициент распределения нагрузки между парами зубьев по табл. 1.20 [3, с.27].

При этом уточнённое значение коэффициента нагрузки:

Эквивалентные числа зубьев:

Для нулевых зубчатых колёс из таблицы 1.21 [3, с.28] имеем:

Находим отношение допускаемого напряжения к коэффициенту формы зуба .

- для шестерни:

- для колеса:

Дальнейший расчет ведём по колесу, как менее прочному.

Определяем коэффициенты и , учитывающие наклон и перекрытие зубьев:

;

с учётом степени точности .

Окончательно напряжение изгиба зубьев колеса:

Следовательно, условие прочности выполнение.

Проверочные расчёты на статическую прочность.

Максимальное контактное напряжение:

.

Максимальное напряжение в ножке зуба:

.

Следовательно, статическая прочность зубьев обеспечена.

Силы, действующие в косозубом зацеплении передач.

Окружная сила:

.

Радиальная сила:

.

Осевая сила:

Расчет передачи

Выбор материала, назначение упрочняющей обработки и определение напряжений для зубчатых колёс.

Предварительно выбираем материал шестерни - сталь 40Х, улучшение и закалка с нагревом ТВЧ, твердость сердцевины 269…302 НВ и поверхности зубьев 45…50 HRC_э и среднее значение твердости HRC_э или 456 НВ. Предел текучести МПа.

Материал колеса - сталь 40Х, улучшение, твердость поверхности зубьев 269…302 НВ и среднее значение твердости НВ. Предел текучести МПа.

Предел контактной выносливости зубьев при базе испытаний:

- для шестерни:

МПа;

- для колеса:

МПа.

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей - .

Коэффициент, учитывающий влияние скорости - .

База испытаний, зависящая от твердости:

- для шестерни:

;

- для колеса:

.

Суммарный ресурс:

,

где L - срок службы в годах;

и - коэффициенты использования передачи в году и в сутках.

ч.

Суммарное число циклов нагружений:

- для шестерни:

;

- для колеса:

.

Коэффициент эквивалентности по контактным напряжения .

Эквивалентное число циклов нагружений зубьев:

- для шестерни:

;

- для колеса:

.

Так как и , то коэффициенты долговечности .

Из [3, табл. 1.4] при однородной структуре по объёму материала допустимый коэффициент безопасности и неоднородной .

Допускаемое контактное напряжение:

- для шестерни:

МПа

- для колеса:

МПа

Допускаемое контактное напряжение:

Допускаемое контактное напряжение для проверки статической прочности зубьев:

- для шестерни:

МПа;

- для колеса:

МПа.

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базе испытаний:

- для шестерни из [3, табл. 1.4]:

МПа;

- для колеса из [3, табл. 1.4]:

МПа.

По рекомендации 1.15 [3, с. 18] базовое число циклов .

Коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям .

Эквивалентное число циклов нагружений зубьев:

- для шестерни:

;

- для колеса:

.

Так как , то коэффициенты долговечности .

Допустимый коэффициент безопасности .

Допускаемое напряжение изгиба:

- для шестерни:

МПа;

- для колеса:

МПа;

Допускаемое напряжение изгиба для проверки статической прочности зубьев:

- для шестерни из [3, табл. 1.4]:

МПа;

- для колеса:

МПа.

Проектировочный расчет.

Размеры венцов зубчатых колёс определяем через межосевое расстояние, которое рассчитываем из условия обеспечения контактной выносливости активных поверхностей зубьев. Из [3, табл. 1.7] для косозубого зацепления. Примем предварительно коэффициент нагрузки , из [3, табл. 1.9] выбираем .

Межосевое расстояние:

Принимаем ближайшее стандартное значение .

Диапазон изменения нормального модуля согласно рекомендации (1.22) [3, с. 22].

Принимаем стандартное значение .

По таблице 1.13 [3, с.23] берём угол наклона зубьев .

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Уточняем угол наклона зубьев:

Основные размеры венцов зубчатых колёс.

Делительные диаметры:

- шестерни:

мм.

- колеса:

мм.

Проверка:

мм.

Диаметры вершин:

- шестерни:

мм.

- колеса:

мм.

Ширина колеса:

мм.

Ширина шестерни:

мм.

Проверка:

мм.

Коэффициент ширины венца по отношению к диаметру:

Проверочные расчёты передачи.

Окружная скорость:

При этой скорости назначаем согласно рекомендациям (табл. 1.15) [3, с.25] 8-ю степень точности по ГОСТ 1643.

Коэффициент динамичности нагрузки .

Коэффициент концентрации .

Коэффициент распределения нагрузки между парами зубьев

При этом уточнённое значение коэффициента нагрузки:

Расчетное контактное напряжение:

Недогрузка:

Коэффициент динамичности нагрузки .

Коэффициент концентрации .

Коэффициент распределения нагрузки между парами зубьев .

При этом уточнённое значение коэффициента нагрузки:

Эквивалентные числа зубьев:

Для нулевых зубчатых колёс из таблицы 1.21 [3, с.28] имеем:

Находим отношение допускаемого напряжения к коэффициенту формы зуба .

- для шестерни:

- для колеса:

Дальнейший расчет ведём по колесу, как менее прочному.

Определяем коэффициенты и , учитывающие наклон и перекрытие зубьев:

;

с учётом степени точности .

Окончательно напряжение изгиба зубьев колеса:

Следовательно, условие прочности выполнение.

Проверочные расчёты на статическую прочность.

Максимальное контактное напряжение:

.

Максимальное напряжение в ножке зуба:

.

Следовательно, статическая прочность зубьев обеспечена.

Силы, действующие в косозубом зацеплении передач.

Окружная сила:

.

Радиальная сила:

.

Осевая сила:

Расчет зубчато-ременной передачи

Исходные данные:

передаваемая мощность P=9,5 кВт;

частота вращения быстроходного вала n=1500 мин^-1;

передаточное число u=1,78;

коэффициент использования передачи в сутках K_сут=0,33.

Рассчитываем передачу с зубчатым ремнем с трапецеидальной формой зубьев, при которой коэффициент формы зуба k=3,5. При коэффициенте динамичности K_F=1.0 и исходных данных значение модуля:

где k - коэффициент, зависящий от формы зуба;

P - номинальная мощность на ведущем валу, кВт;

K_{F -} коэффициент динамичности нагрузки.

Полученное значение m округляем до ближайшего стандарта из таблицы 6.2 [4, с.102] m=7 мм.

По таблице 6.3 [4, с.103] выбираем число зубьев малого шкива z₁, в зависимости от частоты его вращения и модуля. Принимаем z₁=26.

Число зубьев большого шкива

Вычисляем диаметры делительных окружностей шкивов, измеряемых по расположению осей металлических тросов:

ведущего

ведомого

Минимальное межосевое расстояние

Принимаем предварительно a^/=260 мм, при этом межосевое расстояние в шагах

Вычисляем среднее число зубьев z_m и поправку ?₁

Определяем предварительно длину ремня в шагах(число зубьев ремня)

станок проект расчет конкурентоспособность

Из таблицы 6.2 [4, с.102] выбираем z_p=63.

При этом длина ремня

Вычисляем:

Действительное межосевое расстояние определяем по формуле с учетом A, ?₁ и шага P:

Рассчитываем угол обхвата ремня малого шкива

Число зубьев в зацеплении на этом шкиве

Скорость движения ремня

Определяем расчетную окружную силу

Из таблицы 6.2 [4, с.102] находим номинальную допускаемую удельную силу [F_уд]₀=30 Н/мм.

Коэффициент режима работы при K_сут=0.33 и K_F=1,0 устанавливаем K_p=1.

По рекомендации принимаем коэффициент K_в=0,85.

Из таблицы 6.2 [4, с.102] выбираем величину q₀=8Ч10^-3 кг/(мЧмм).

Тогда расчетная допускаемая удельная сила

Из условия обеспечения работоспособности ремня определяем его ширину:

Из таблицы 6.2 [4, с.102] стандартная ширина ремня b_ст=40 мм.

Сила, действующая на валы и опоры,

Вычисляем размеры шкивов.

Ширина зубчатого обода шкива:

Из таблицы 6.2 [4, с.102] расстояние от впадин ремня до оси троса

Рассчитываем поправки к диаметрам шкивов, учитывающие радиальную деформацию ремня, при податливости витков каркаса

Для ведущего:

Для ведомого:

Диаметры окружностей вершин зубьев шкивов:

Из таблицы 6.6 [4, с.107] высота зуба h_з=8,5 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев шкивов:

Расчет 2-ого вала, как самого нагруженного.

Составляем расчётные схемы вала для горизонтальной и вертикальной плоскостей рис. 1.

Находим реакции опор F_By и F_Ay.

Условие равновесия:

Проверка:

Находим реакции опор F_By и F_Ay.

Условие равновесия:

Рис. 1. Расчётные схемы вала для горизонтальной и вертикальной плоскостей

Проверка:

Из анализа эпюр видно, что опасным сечением является сечение 1-1.

Для него суммарный изгибающий момент:

Эквивалентный момент при в=1:

Диаметр вала в этом сечении:

мм

Принимаем стандартное значение d=62 мм.

Предел выносливости материала вала шестерни:

Осевой момент:

Полярный момент:

В сечении 1-1 действует один концентратор напряжений - зубья шестерни.

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений:

Эквивалентная амплитуда симметричного цикла нормальных напряжений:

Частные коэффициенты безопасности:

При этом общий коэффициент безопасности:

Допустимый коэффициент безопасности при обеспечении прочности и жёсткости [S]=2,5…3,0.

Расчёт подшипников на 2-ом валу, как самому нагруженному.

Суммарные реакции:

Приведённая нагрузка:

Ресурс подшипника:

Учитывая, что нагрузка в опоре А значительно меньше, его долговечность не оцениваем.

Расчёт привода подач.

Рис. 1. График чисел подач.

Расчётные перемещения конечных звеньев

Уравнение кинематического баланса

Определяем значения частот вращения вала двигателя при получении диапазона подач от до :

Выбираем электродвигатель ДШ 6А.

Таблица 5.1 Характеристики шагового двигателя

Оценка конкурентоспособности