Привод главного движения токарного станка - чертежи

001.dwg

Максимальная частота вращения шпинделя - nmax=2800обмин.
Минимальная частота вращения шпинделя - nmin=125обмин.
Эффективная мощность на шпинделе Nэ=4
Частота вращения вала электродвигателя n=950обмин.
Диапазон регулирования скоростей D=22
Мощность электродвигателя N=5
Технические характеристики
Технические требования
Величина радиального зазора для подшипника поз.62 должна
для подшипника поз.64 - 0
установленной в коническое отверстие шпинделя
5мм у торца шпинделя и 0
0мм от торца шпинделя.
Величина допустимого остаточного дисбаланса врашающихся
элементов шпиндельного узла не более 0
После сборки испытать привод под нагрузкой в течении часа.
Температура подшипников после часа непрерывной работы под
нагрузкой с n=2000обмин не должна превышать 55°С.
После обкатки привода под нагрузкой в течении 1 часа сменить
Клас точности станка - высокоточный.
Переключение скоростей -дистанционное.
Число скоростей коробки скоростей - 10.
Ресурс привода 18000 часов.
Крышка торцовая 72х28
Крышка торцовая 55х120

А4ГОСТЕСКД 001.pdf

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ 3
СТАНДАРТНЫЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ШПИНДЕЛЯ (ОБМИН) 4
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ 6
ПОСТРОЕНИЕ СТРУКТУРНОЙ СЕТКИ 10
ПОСТРОЕНИЕ КАРТИНЫ ЧАСТОТ ВРАЩЕНИЯ 12
РАСЧЕТ МАКСИМАЛЬНЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА
ПРОМЕЖУТОЧНЫХ ВАЛАХ 16
РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ 18
РАСЧЕТ МОДУЛЕЙ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 19
РАСЧЕТ ЧИСЛА ЗУБЬЕВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 20
РАСЧЕТ МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ И ДИАМЕТРОВ ЗУБЧАТЫХ
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ I9-10 32
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ I11-12 51
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 69
РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЯ НА ЖЕСТКОСТЬ 73
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ И ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР
ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ ДЛЯ ТРЕТЬЕГО ВАЛА 74
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ 78
ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ ДЛЯ ШПИНДЕЛЯ 79
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ 81
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ. 82
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. 83
СИСТЕМА СМАЗЫВАНИЯ 85
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 88
Под приводом понимают совокупность источника движения и механизмов
передающих движение к конечным звеньям станка. В качестве приводов
главного движения в МРС используются следующие типы приводов.
электродвигателем переменного тока.
Шестеренная коробка скоростей с электродвигателем постоянного тока.
Сменные зубчатые колеса с одно- или многоскоростным электродвигателем
Многоскоростной электродвигатель переменного тока.
Регулируемые электродвигатели и электроприводы постоянного тока.
электродвигателем переменного тока. Иногда одновременно используют два
нерегулируемым электродвигателем переменного тока.
Гидравлический привод.
Приводы 2 6 7 8 9 применяются для бесступенчатого (плавного)
регулирования скорости движения конечных звеньев станка остальные
для ступенчатого (дискретного) регулирования.
Кинематический расчет
Кинематический расчет производим в соответствии с изложенным в [1.
Основными исходными данными для кинематического расчета привода
максимальная частота вращения шпинделя nmax и допустимая погрешность
настройки скорости Vp.
Определяем недостающие исходные данные.
Значение мощности привода Nn ориентировочно вычисляем по зависимости:
где = 075 085 - коэффициент полезного действия принимаемый на
стадии разработки технического предложения
N э = 4кВт - эффективная мощность на шпинделе.
Определяем минимальную частоту вращения шпинделя nmin по формуле:
где nmax = 2800об мин - максимальная частота вращения шпинделя.
Dn = 224 - диапазон регулирования скорости привода.
зависимости от допустимой потери скорости резания Vp: в нашем случае допускается
Выбираем знаменатель ряда частот вращения из таблицы 4 изложенной в [1. стр. 11] в
погрешность настройки скорости до 30 % следовательно знаменатель ряда частот
вращения принимаем равным:
Определяем число ступеней Z по зависимости:
По установленным значениям и Z выписываем стандартный ряд
частот вращения шпинделя от nmin до nmax с учетом предпочтительных чисел
пользуясь приложением изложенным в [1. стр. 52]. Значения для удобства
занесем в таблицу 1.1.
Стандартные частоты вращения шпинделя (обмин)
где группа P0 конструктивно является электродвигателем а Pa Pb Pс
- переборные группы конструктивно состоящие из зубчатых передач.
Учитывая что в проектируемом приводе переключение передач
должно быть ручное целесообразно по экономическим и эксплуатационным
передач группы P0 должно равняться числу скоростей электродвигателя т.е.
P0 = 1 . Следовательно Z=10 (число скоростей) заложены в остальных
переборных группах и структурная формула примет вид:
Z = P0 Pa Pb Pс = 1 (3 2 2) 2 = 10
соображениям принять односкоростной электродвигатель. Поэтому число
Следовательно кинематическая схема коробки скоростей с учетом
структурной формулы будет выглядеть как показано на рис. 4:
Рис. 4. Кинематическая схема проектируемого привода
проектируемого привода принимаем решение взять за базу станок аналог
Условимся что группу Pa будем переключать первой группу Pb второй и группу Pc - третьей. Кроме того примем следующие величины
передаточных отношений для каждой передачи которые в дальнейшем
будем называть частными передаточными отношениями.
i34 = 3 i56 = 5 i78 = 7 i910 = 9 i1112 = 11 i1314 = 13 .
Пусть от электродвигателя на I вал передается какая-то частота вращения n0.
Тогда последовательно переключая группу Pa при постоянных
минимальных частных передаточных отношениях групп «b» и «c» - i78 и
i1112 получим на шпинделе следующие частоты вращения:
Определение передаточных отношений
n1 = n0 i12 i78 i1112
n2 = n0 i34 i78 i1112
n3 = n0 i56 i78 i1112
Для получения следующих повышенных частот вращения необходимо
согласно принятому варианту переключений группу «b» включить на
передаточное отношение i910 оставив группу «c» в прежнем положении и
снова переключать группу «a».
n4 = n0 i12 i910 i1112
n5 = n0 i34 i910 i1112
n6 = n0 i56 i910 i1112
Снова переключив группу «b» на передаточное отношение i78 и
группу «c» на передаточное отношение i1314 за счет переключения группы
«a» получим следующие частоты вращения.
n7 = n0 i12 i78 i1314
n8 = n0 i34 i78 i1314
n8 = n0 i56 i78 i1314
группу «b» включить на передаточное отношение i910 оставив группу «c» в
прежнем положении и снова переключать группу «a».
n11 = n0 i34 i910 i1314
n12 = n0 i56 i910 i1314
n9 = n0 i12 i910 i1314
Отношение частных передаточных отношений в каждой группе
составляет геометрический ряд со знаменателем φ в какой-то степени «х».
Этот показатель степени при φ называется характеристикой группы. Для
группы «a» х=Р0=1 для группы «b» х=РоРа=1×3=3
Группа передач для которой х=1 называется основной группой. Эта
группа передач постоянно переключается при изменении частот вращения.
Все остальные группы с Х>1 называются переборными.
Характеристика группы не может быть произвольной и подчиняется
принятому варианту переключений. В нашем случае Хa=1 Хb=Pа=2
X c = Ра Рb = 2 6 = 4 т.е. характеристика переборных групп определяется как
произведение числа передач в группах кинематически предшествующих
рассматриваемой группе.
Следовательно при данном конструктивном варианте Z=1·31·23·26 на
необходимо получить 10 скоростей на шпинделе. Для этого необходимо
шпинделе при переключении получится 12 скоростей а в нашем случае
наложенными (совпадающими) и фактически на шпинделе при любом
X c = Ра Рb 2 = 3 2 2 = 4 и получить следующий конструктивный вариант:
Z = P0 Pa Pb Pс = 1 31 2 3 2 4 = 12 но при этом две скорости получатся
переключении скоростей мы получим 10 разных скоростей что нам и
Для принятого конструктивного варианта может быть несколько
вариантов равно числу перестановок из числа m! групп передач.
Для получения коробок скоростей приемлемых размеров в практике
станкостроения установлены следующие предельные частные передаточные
допустимый диапазон регулирования групповой
передачи для коробки скоростей R =
= 8 . Исходя из этого в
регулирования группы чтобы он не вышел за пределы допустимого (R ≤ R ) .
Если R>[R] хотя бы для одной группы то этот вариант считается
непригодным и отбрасывается из дальнейшего рассмотрения.
При проектировании привода необходимо руководствоваться следующими
рекомендациями: переборную группу Ра состоящую из тройного блока
рекомендовано устанавливать на первом валу коробки скоростей а по мере
приближения к выходному валу (шпинделю) располагать блоки зубчатых
колес с меньшим числом передач. Следовательно из 6 перечисленных
кинематических вариантов для обеспечения приемлемых размеров привода
необходимо выбрать вариант под номером 4: Z=1·31·2 3·24.
структуры используем графоаналитический метод заключающийся в
Для определения частных передаточных отношений множительной
последовательном построении структурной сетки и картины частот
Построение структурной сетки
Графоаналитический метод основан на условном изображении валов
передач и свойстве логарифмического ряда (разность логарифмов любых
двух соседних частот вращения есть постоянная величина).
Построение структурной сетки будем производить для оптимальной
Рис. 2. Структурная сетка
для нас структурной формулы: Z=1·31·23·24.
Проводим столько горизонтальных линий сколько валов в данной
множительной структуре причем эти горизонтальные линии будут означать
логарифмические оси частот вращения. Горизонтальные линии проводим на
равном расстоянии друг от друга. Затем проводим на равном расстоянии
(lgφ) друг от друга столько вертикальных линий сколько имеет частот
вращения данная множительная структура. Горизонтальные и вертикальные
линии образуют скелет структурной сетки (рис. 2). Дальнейшее построение
проводится по принципу симметрии. Проводим линию «00» и при
пересечении ею вала ставим точку означающую что вал электродвигателя
имеет одну частоту вращения. Вал I (быстроходный вал коробки скоростей)
будет иметь одну частоту вращения поэтому из полученной точки проводим
вертикальный луч до пересечения с I валом и ставим точку. Вал II будет
иметь три скорости поэтому из полученной точки проводим симметрично
три луча так чтобы расстояние между их концами было равно логарифму
характеристики группы между I и II валами. Каждый луч означает
конкретную передачу. Затем из каждой точки II вала проводим по 2 луча так
чтобы концы их отстояли друг от друга на III валу на расстоянии равном
lgφ т.к. характеристика данной группы х=3. На III валу получим 6 частот
вращения. Параллельные лучи означают одни и те же передачи. Затем из
каждой точки III вала проводим по 2 луча так чтобы концы их отстояли друг
от друга на IV валу на расстоянии равном 4lgφ т.к. характеристика данной
группы х=4. На IV валу (шпинделе) получим 10 частот вращения.
частот вращения и определения наилучшего варианта переключения в
Структурная сетка необходима для облегчения построения картины
По структурной сетке можно определить:
сложных множительных структурах.
Число частот вращения на каждом валу множительной структуры.
Число групп передач в структуре и порядок их конструктивного
Число передач в каждой группе.
Характеристики групп передач.
Диапазон регулирования каждой группы передач.
Диапазон регулирования всей структуры.
Однако структурная сетка не связана с конкретными частотами
вращения а поэтому по ней нельзя определить ни частных ни общих для
всей кинематической цепи передаточных отношений.
Построение картины частот вращения
Картина частот вращения служит для определения частных и общих
передаточных отношений. Для построения ее должны быть известны:
Знаменатель геометрического ряда φ (φ=141).
Частоты вращения шпинделя от nmin до nmax.
Частота вращения двигателя.
Полная кинематическая схема привода в которой как правило
находятся и одиночные передачи.
Скелет картины частот строится также как и скелет структурной сетки
только количество вертикальных линий может быть больше числа частот
вала электродвигателя попала в скелет картины частот вращения (рис. 3). На
скелете картины частот вращения под вертикальными линиями указываются
конкретные частоты вращения выбранные по отраслевому стандарту
вращения на шпинделе. Это необходимо для того чтобы частота вращения
ОСТ2811-1-72 «Предпочтительные числа и ряды предпочтительных чисел»
При анализе станков-аналогов по графической зависимости мощности
электродвигателя от основного параметра станка определяем требуемую
мощность электродвигателя при основном параметре станка (200мм –
ширина стола). Требуемая мощность электродвигателя при 250мм – N = 55
кВт. По таблице 3.1 в [1] стр. 28 выбираем электродвигатель типа
А112МВ4У3: Nэл=55кВт nэл=1000обмин
Определяем общее минимальное передаточное отношение по формуле:
откуда определяем характеристику всего привода «х».
Далее разбиваем общее минимальное передаточное отношение на
частные согласно общему количеству групповых передач. Эту разбивку
нужно сделать так чтобы частное минимальное передаточное отношение не
выходило за пределы допустимого i min =
Следовательно ≤ 4 или x lg ≤ lg 4 откуда
Дробный показатель степени лучше всего относить к одиночной
передаче для более удобного в дальнейшем подбора чисел зубьев по частным
передаточным отношениям.
Так как электродвигатель присоединен непосредственно квалу то
чтобы отобразить ее графически на картине частот вращения
прологарифмируем это выражение: log imin = 0 . Это значит что концы луча
между валом электродвигателя и 1-ым валом коробки займут 0 клетки (lоgφ)
а знак «-» означает что данное передаточное отношение понижающее и луч
пойдет справа на лево в сторону уменьшения частот вращения.
Аналогично поступаем со всеми остальными минимальными частными
передаточными отношениями т.к. величины их известны: i12 =
Выше определили что i3 4 = i1 2 для группы Рa. Следовательно
вращения будет расположен правее луча i
на одну клетку или (lgφ). Этих
характеристика этой группы передач Хa=1. Для группы Рb характеристика
Хb=2 значит концы лучей остальных передач этой группы будут смещены
Рис.3. Картина частот вращения
По картине частот вращения можно определить все частные
горизонтали между началом и концом луча изображающего нужное
передаточные отношения. Для этого необходимо определить расстояние по
для передаточного отношения i3-4: lgi 3-4=-lgφ или i34 =
передаточное отношение в lgφ и пропотенцировать эту величину. Например
Итак из картины частот вращения имеем:
Надежность материалоемкость и другие показатели качества станков
во многом зависят от правильной оценки действующих на его узлы и
Продукционным станкам присущи универсальность
операций большой диапазон режимов обработки возникновение длительных
и кратковременных перегрузок при резании и переходных процессах. В связи
с этим реально действующие нагрузки статического и динамического
характера изменяются в очень широких пределах. Из-за многообразия
конструктивных элементов и условий их работы достаточно точное
определение используемых в различных видах расчета нагрузок представляет
значительные трудности. Поэтому на практике применяют методики
базирующиеся главным образом на статистических данных.
Основой выбора расчетных (эквивалентных) нагрузок для привода
элементах его конструкции (зубчатых и ременных передачах валах и т.д.):
главного движения чаще всего служат номинальные крутящие моменты на
где N э = 4.0кВт - эффективная мощность на шпинделе;
npj – расчетная частота вращения элемента обмин;
j - коэффициент полезного действия кинематической цепи от элемента
Значение расчетной частоты вращения для различных элементов
привода устанавливают следующим образом. Для шпиндельной группы ее
находят по эмпирической зависимости:
Dn = 22.4 - диапазон регулирования.
n рш = 1253 22.4 = 352.4об мин .
стандартного т.е. n рш = 355об мин . Только начиная с нее обработку детали
промежуточных элементов узла за расчетные принимаем их минимальные
частоты при которых передается полная мощность. Эти значения
устанавливаем по картине частот вращения.
При определении M max на промежуточных валах исходят из того что
M max будет при передаче полной мощности на минимальной частоте
вращения этого вала. Поэтому на III валу:
Расчет диаметров валов
Ориентировочно диаметры всех промежуточных валов можно
где [] = 15 МПа – условное допускаемое напряжение при кручении.
определить по формуле:
Вычисленные диаметры необходимо увеличить на 30% так как здесь не
учтены изгибающие нагрузки. Принимаем d шп = 44 мм d III = 35 мм
d II = 40 мм d I = 33 мм .
Расчет модулей зубчатых передач
Ориентировочно модуль m можно определить исходя из окружного
усилия на минимальной по размеру шестерне в группе передач и усилия
допускаемого прочностью зуба на изгиб:
где Мкр – максимальный крутящий момент передаваемый рассматриваемой
группой передач в Нм; Z – число зубьев самой малой шестерни в этой же
группе передач (без большой погрешности можно принять Z=20); y = 01 -
коэффициент формы зуба; = 8 - относительная ширина венца зубчатого
колеса; [ изг ] = 400 МПа - допускаемое напряжение изгиба для легированных
сталей; K V = K изг = 1 . Тогда: m 3
Для постоянной зубчатой передачи iз:
= 000154 = 154 мм . Принимаем m = 2 мм .
= 000167 = 167 мм . Принимаем m = 2 мм .
Для группы i 7-8 – i 9-10:
Для группы i 1-2 – i 3-4 – i 5-6:
= 00019 = 2 мм . Принимаем m = 2 мм .
Для группы i 11-12 – i 13-14:
= 00018 = 1.8 мм . Принимаем m = 2 мм .
Расчет числа зубьев зубчатых передач
Для того чтобы получать группы передач минимального радиального
размера необходимо найти в каждой группе шестерню с минимальным
числом зубьев а затем ориентируясь на это число зубьев подобрать числа
зубьев всех остальных шестерен по передаточным отношениям.
m Z min ≥ d + 9m + 25
где d m - диаметр вала и модуль насаживаемой на него шестерни в мм.
+ 115 = 275 . Принимаем Z min = 28 .
+ 115 = 29 . Принимаем Z min = 29 .
После этого можно приступить к расчету чисел зубьев всех шестерен
кратного для получения
отношения в виде простых дробей:
Для ведущих шестерен Z i =
Для ведомых шестерен Z i =
где S zi - наименьшее кратное ai + bi для каждой группы передач:
ai bi - целые числа выражающие передаточные отношения.
Для постоянной зубчатой передачи iз: Zш=36 Zк=36075=48
Для группы передач i 1-2 – i 3-4 – i 5-6:
= a + b = 1+ 2 = 3 .
= a + b = 5 + 7 = 12 .
Так как Z min = 28 принимаем: Z1 = 32 Z 2 = 64 Z 3 = 40 Z 4 = 56 Z 5 = 48
Для группы передач i 7-8 – i 9-10:
= a + b = 7 + 5 = 12 .
Z1 = 36 = 12 Z 2 = 36 = 24 Z 3 = 36 = 15 Z 4 = 36 = 21
Z 7 = 36 = 12 Z 8 = 36 = 24 Z 9 = 36 = 21 Z10 = 36 = 15 .
Так как Z min = 28 то принимаем:
Z 7 = 55 Z 8 = 110 Z 9 = 97 Z10 = 68 .
Для группы передач i 11-12 – i 13-14:
Z11 = 3 = 1 Z12 = 3 = 2 Z13 = 3 = 2 Z14 = 3 = 1 .
Так как Z min ≥ 29 принимаем общий множитель 29:
После подбора чисел зубьев всех шестерен проверяем отклонения
относительная остаточная величина общего передаточного отклонения
кинематической цепи привода не выходила за пределы:
Δi = Δi12 + Δi34 + + Δim = 10( 1)% = ±41% .
Так как передаточное отношение i p ременной передачи можно
подобрать точно то считаем для нее Δi p = 0 .
отношений сводим в таблицу.
Z11 = 55 Z 12 = 110 Z13 = 110 Z14 = 55 .
Общая относительная погрешность передаточного отношения для
каждой частоты вращения шпинделя:
Δi1 = 0 06 0.6 0.6 = 1.8%
Δi2 = 0 1.4 0.6 0.6 = 2.6%
Δi3 = 0 + 0 0.6 0.6 = 1.2%
Δi4 = 0 0.6 + 1.4 0.6 = +0.2%
Δi5 = 0 1.4 + 1.4 0.6 = 0.6%
Δi6 = 0 + 0 + 1.4 0.6 = +0.8%
Δi7 = 0 0.6 0.6 + 05 = 0.7%
Δi9 = 0 + 0 0.6 + 0.5 = 0.1%
Δi8 = 0 1.4 0.6 + 0.5 = 1.5%
Δi11 = 0 1.4 + 1.4 + 0.5 = +0.5%
Δi10 = 0 0.6 + 1.4 + 0.5 = +1.3%
Δi12 = 0 + 0 + 1.4 + 0.5 = +1.9%
Как следует из приведенных расчетов Δi числа зубьев колес
подобраны правильно и фактические частоты вращения не выходят за
пределы допуска табличных.
Фактическое межосевое расстояние определяем по формуле:
(z1 + z 2 )× m = (z3 + z 4 )× m = (z5 + z6 )× m = (48 + 48) 2 = 96 мм.
(z7 + z8 )× m = (z9 + z10 )× m = (30 + 60) 25 = 112.5 мм.
(z11 + z12 )× m = (z13 + z14 )× m = (29 + 58) 2 = 90 мм.
Основные геометрические параметры зубчатой передачи i1-2 – i3-4 – i5-6
da1= d1 + 2m=64+2·2=68мм
da2= d2+2m=128+4=132мм
da3= d3 + 2m=80+4=84мм
da4= d4+2m=112+4=116мм
da5= d5 + 2m=96+4=100мм
da6= d6 + 2m=96+4=100мм
df1= d1 – 24m=64-24·2=592мм
df2= d2 – 24m=128-48=1232мм
df3= d3 – 24m=80-48=752мм
df4= d4 – 24m=112-48=1072мм
df5= d5 – 24m=96-48=912мм
df6= d6 – 24m=96-48=912мм
Основные геометрические параметры зубчатой передачи i7-8 – i9-10
d10=m×z10=2·68=136мм
da7= d7 + 2m=110+2·2=114мм
da8= d8+2m=220+4=224мм
da9= d9 + 2m=194+4=198мм
da10= d10+2m=136+4=140мм
df7= d7 – 24m=110-24·2=1052мм
df8= d8 – 24m=220-48=2152мм
df9= d9 – 24m=194-48=1892мм
df10= d10 – 24m=136-48=1312мм
d11=m×z11=2·55=110мм
d12=m×z12=2·110=220мм
d13=m×z13=2·110=220мм
d14=m×z14=2·55=110мм
da11= d11 + 2m=110+2·2=114мм
da12= d12+2m=220+4=224мм
da13= d13 + 2m=220+4=224мм
da14= d14+2m=110+4=114мм
df11= d11 – 24m=110-24·2=1052мм
df12= d12 – 24m=220-48=2152мм
df13= d13 – 24m=220-48=2152мм
df14= d14 – 24m=110-48=1052мм
Основные геометрические параметры зубчатой передачи i11-12– i13-14
Остальные параметры зубчатых колес (фаски радиусы скруглений диаметры
и длинны ступиц) принимаем конструктивно.
Проверочный расчет зубчатых колес
Выбор материала зубчатых передач и определение допускаемых
Материал для шестерни и колеса должен быть одинаковым. Выбираем сталь
Х ГОСТ 4543 – 71. Так как твердость зубьев шестерни должна быть
больше твердости зубьев колеса принимаем для шестерни термообработку
У+ТВЧ 45 53 HRCэ для колеса улучшение 269 302 НВ.
Механические характеристики зубчатой пары:
шестерня в = 900 Нмм2 -1 = 410 Нмм2
в = 900 Нмм2 -1 = 410 Нмм2
Допускаемые контактные напряжения для зубьев []Н1 – шестерни []Н2 –
КHL1 КHL2 - коэффициент долговечности
КHL1 – шестерни КHL1 = 6 N HO1 N 1
КHL2 – колеса КHL2 = 6 N HO 2 N 2
NH0 – число циклов перемены напряжений
NH01 = 87 млн. циклов
NH02 = 25 млн. циклов
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)
N = × t здесь – угловая скорость соответствующего вала 1с
t – рабочий ресурс привода = 12 × 103 ч.
N1 = 74 × 12 × 103 089 млн. циклов
N2 = 37 × 12 × 103 044 МЛН. ЦИКЛОВ
соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов
перемены напряжений NH01 и NH02 .
[]Н01=14HRCэ+170 и []Н02 = 18 НВ ср. + 67
[]Н01 = 912 Нмм2; []Н02 = 610 Нмм2
[]Н1 = 215 × 912 = 1960 Нмм2
[]Н2 = 196 × 610 = 1195Нмм2
Расчет зубчатых передач производится по меньшему значению []Н из
полученных для шестерни и колеса т.е. по менее прочным зубьям.
Допускаемые напряжения изгиба для зубьев []F1 – шестерни []F2 –колеса:
КFL1 и КFL2 – коэффициент долговечности
КFL1 – шестерни КFL1 = 6 N FO N 1
КFL2 – колеса КFL2 = 6 N FO N 2
где: NF0 = 4 × 106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей;
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
Определяем допускаемое напряжение изгиба []F01 и []F02 соответствующее
пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений
[]F01 = 412 Нмм2; []F02 = 294 Нмм2
[]F1 = 128 × 412 = 527 Нмм2
[]F2 = 144 × 294 = 423 Нмм2
зубчатых передач производится по меньшему
значению []F из полученных для шестерни и колеса т.е. по менее прочным
Ширину венца определяем из формулы:
[]F01 и []F02 = 103 НВср.
где: Кm – вспомогательный коэффициент = 68;
= 886 103 Hмм – вращающий момент;
d2 = 128 мм - делительный диаметр колеса;
[]F2 - допускаемое напряжение изгиба = 423 Нмм2.
принимаем b2 = 24 мм b1 = 20 мм .
Окружная скорость колес
При скорости до 10 мс следует принять 8-ю степень точности зубчатых
Проверяем по контактным напряжениям:
K Hα K H K H ≤ [ ]H
где К=436 – вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;
3 d 2 = 2 886 103 128 1384 H - окружная сила в зацеплении;
K Hα = 1 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между
K H = 116 - коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной
скорости колес и степени точности;
K H = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для
прирабатывающихся зубьев.
1 116 = 373МПа ≤ 1195 МПа .
Условие прочности выполняется.
Проверяем по напряжениям изгиба:
K Fα K F K F ≤ [ ]F 2
где m=2 – модуль зубчатой передачи;
b2 = 24 мм - ширина зубчатого венца колеса;
K Fα = 1 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между
K H = 138 - коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной
K F = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для
YF 2 = 362 - коэффициент формы зубьев колеса;
Y = 1 - коэффициент для прямозубых передач.
1 138 = 144МПа ≤ 423МПа
условие прочности колеса выполняется.
F 1 = F 2 YF 1 YF 2 = 144 388 362 = 1543МПа ≤ 527 МПа
условие прочности шестерни выполняется.
Проверка прочности зубчатой передачи i9-10
Расчет построен на базе ГОСТ 21354-87 – “Передачи зубчатые
цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления”. Далее – ГОСТ.
Тип зубчатых колес: Прямозубые.
Угол наклона зубьев: = 0°.
Межосевое расстояние: a w = 165.
Модуль нормальный: m n = 2.
Степень точности зубчатых колес: 7-B.
Частота вращения вала колеса обмин: n2 = 355.
Крутящий момент на валу колеса Н·м: T2 = 60.
Требуемый ресурс час: Lh = 18000.
Кратность максимального момента двигателя:
C модификацией головки зуба: Да.
Коэффициент высоты модификации: hg = 0.45.
Режим нагружения: Средний нормальный.
Таблица 1.1. Исходные данные.
Коэффициенты смещения исходного
контура при нарезании зубчатых 0
Число зацеплений зубьев за один
оборот зубчатого колеса c
Переходная поверхность полирована Нет
Режим зубошлифования переходной
Таблица 1.2. Материалы.
Способ термообработки
Способ получения заготовки
Твердость поверхностей зубчатых
Предел выносливости зубьев при
изгибе соответствующий базовому
числу циклов напряжений F0 lim b
Коэффициент учитывающий
деформационное упрочнение или
электрохимическую обработку
переходной поверхности Yd
Коэффициент запаса прочности при
максимальной нагрузкой FS
Предел текучести материала T
Определение усталостных характеристик материала зубчатых
1. Передаточное число передачи
2. Частоты вращения зубчатых колес обмин
3. Предел контактной выносливости (ГОСТ табл.12 с.27.)
заданному сроку службы
N K i = 60 ci ni Lh – при работе в основном режиме
N K i = 60 ci niLh – при работе противоположной стороной зуба
N K 1 = 3.64606e+008.
где ci – число зацеплений зубьев за один оборот зубчатого колеса.
Если частоты вращения зубчатых колес
определяются по формулам:
N K 2 = 60 c 2 n 2 j t j ;
j – номер участка циклограммы нагрузки;
t j час – продолжительность работы зубчатой передачи в течение
расчетного срока службы при частоте вращения n2 j .
N K i при переменной n 2 определяется аналогичным образом.
Уточненные значения N K i и N K i ввести в программу и повторить
кривой усталости при расчете на контактную выносливость
(ГОСТ табл.11 п.3.1 с.24)
N H lim i = 30 H i2HB
где H i HB – поверхностная твердость зубьев шестерни или колеса
выраженная в единицах Бринеля.
N H lim 1 = 1.03803e+008.
N H lim 2 = 1.626e+007.
(ГОСТ табл.13 п.9.1 с.33)
кривой усталости при расчете на изгибную выносливость
N F lim i = 4 10 6 .
7. Коэффициенты характеризующие интенсивность основных
режимов нагружения при расчете контактной и изгибной
выносливости (ГОСТ табл.35 с.106)
8. Эквивалентное число циклов напряжений за весь срок
службы передачи при расчете контактной выносливости N HE
и изгибной выносливости N FE
N HEi = H N Ki – (ГОСТ приложение 10 п.3.1. с.105)
N FEi = Fi N Ki – (ГОСТ приложение 10 п.3.2. с.106).
N HE 1 = 6.56291e+007.
N HE 2 = 4.6008e+007.
N FE 1 = 2.29702e+007.
N FE 2 = 1.6614e+007.
изгибной выносливости
9. Эквивалентное число циклов напряжений за весь срок
напряжений (ГОСТ табл.11 п.3 с.24)
– при N HE ≤ N H lim
но не более 26 для объемноупрочненных зубьев и не более 18 при
поверхностном упрочнении.
– при N HE > N H lim
11.Коэффициент запаса прочности при расчете контактных
напряжений (ГОСТ табл.11 п.2 с.23)
12.Коэффициент долговечности при расчете на изгибную
выносливость (ГОСТ табл.13 п.9 с.32)
но не более 4 при q F = 6 и не более 2.5 при q F = 9.
13.Коэффициент долговечности при расчете на изгибную
выносливость при работе противоположной стороной зуба
14.Окружная скорость мс
15.Степень точности зубчатых колес
Степень точности по нормам кинематики – 8.
Степень точности по ГОСТ 1643–81 – 8-7-7-B.
16.Усилия в зацеплении
1.1. Эквивалентные числа зубьев
1. Проверочный расчет контактной прочности зубьев
1.2. Коэффициент учитывающий механические свойства (ГОСТ
i – коэффициент Пуассона.
1.3. Коэффициент учитывающий форму зубьев (ГОСТ c.15 табл.6
1.4. Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных
линий (ГОСТ c.15 табл.6 п.3)
1.5. Коэффициент внешней динамической нагрузки (ГОСТ с.15
1.6. Коэффициент учитывающий динамику в зацеплении (ГОСТ
1.7. Коэффициент учитывающий разность шагов (ГОСТ с.22
1.8. Предельное значение удельной окружной динамической силы
при расчете контактных напряжений
1.9. Удельная окружная динамическая сила (ГОСТ с.16 табл.6
Если wH v > wH v max то принять wH v = wH v max .
(ГОСТ с.16 табл.6 п.6)
Удельная нормальная жесткость пары зубьев (ГОСТ с.18
+ 0.00734 x12 0.00054 x 22
c' = 18.0495 Н(мм·мкм).
Средняя удельная торцовая жесткость пары зубьев (ГОСТ
с.19 табл.6 п.8.1.) Н(мм·мкм)
cγ = c' ( 0.75 α + 0.25 ) .
Коэффициент учитывающий приработку зубьев (ГОСТ
с.23 табл.10.; ГОСТ с.19 табл.6 п.8.2)
Коэффициент учитывающий распределение погрешностей
(ГОСТ с.19 табл.6 п.8.)
aα = 0.6 – при H1 > 350 HV и H2 > 350
aα = 0.4 – при H1 или H2 ≤ 350HV.
Уточнение коэффициента концентрации нагрузки (ГОСТ
Коэффициент нагрузки (ГОСТ с.14 п.3.1.1. (33))
K H = K A K H v K H K Hα .
Контактное напряжение (ГОСТ с.14 п.3.1.1. (32)) МПа
2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на
2.1. Коэффициент учитывающий шероховатость поверхности зубьев
(ГОСТ с.24 табл.11 п.4.)
Z R = 1 – для зубчатых колес степень точности которых 7 и
Z R = 0.95 – для зубчатых колес 8-й степени точности;
Z R = 0.90 – для зубчатых колес 9-й и менее точных.
2.2. Коэффициент учитывающий окружную скорость (ГОСТ с.25
2.3. Коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес (ГОСТ
Z X i = 1.07 10 4 d i – при d i ≥ 700 мм.
2.4. Допускаемые контактные напряжения зубчатых колес (ГОСТ
с.14 п.3.1.2.; с.25 табл.11 п.6.) МПа
Z N i Z R Z v i Z Xi .
2.5. Расчетное допускаемое контактное напряжение (ГОСТ с.19)
3. Проверочный расчет изгибной прочности
модификацию профиля зубьев (ГОСТ с.30 табл.13 п.3.1.1.)
F = 0.16 – при = 0 без модификации головок зубьев;
F = 0.11 – при = 0 с модификацией головок зубьев.
3.2. Предельное значение удельной окружной динамической силы
при расчете изгибных напряжений
w Fv max = wHv max .
3.3. Удельная окружная динамическая сила при расчете изгибных
напряжений (ГОСТ с.30 табл.13 п.3.1.)
Если wFv > wFv max то принять wFv = wFv max .
3.4. Коэффициент динамической нагрузки (ГОСТ с.30 табл.13 п.3.)
3.5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по
длине контактных линий
– при = 0 ; h = 2m – при 0 ;
( bw h ) 2 + bw h + 1
K F = K HN F (ГОСТ с.31 табл.13 п.4.).
3.6. Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между
зубьями (ГОСТ с.31 табл.13 п.5.)
3.7. Коэффициент нагрузки (ГОСТ c.29)
K F = K A K F v K F K Fα .
3.8. Коэффициенты формы зуба (ГОСТ с.31 табл.13 п.6.)
3.9. Коэффициент учитывающий наклон зубьев (ГОСТ с.32
≥ 0.7 ( – в градусах).
Коэффициент учитывающий перекрытие зубьев (ГОСТ
Расчетные изгибные напряжения (ГОСТ с.29 п.4.1.) МПа
4. Допускаемые изгибные напряжения при расчете на усталость
4.1. Коэффициент учитывающий
способ получения заготовки
(ГОСТ с.34 табл.13 п.10.3.)
4.2. Коэффициент учитывающий реверсивность работы зубчатой
(ГОСТ с.34 табл.13 п.10.6.)
4.3. Коэффициент учитывающий градиент напряжений (ГОСТ с.36
поверхности зубьев (ГОСТ с.36 табл.13 п.13.)
4.5. Коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес (ГОСТ
Y Xi = 1.05 0.000125 d i .
4.6. Допускаемые напряжения при проверке прочности зубьев на
изгиб (ГОСТ с.29 п.4.1.; с.33 табл.13 п.10; с.34 табл.13
YN i Yz i Yg i Ydi Y A i Y i YR i Y X i .
4.7. Степень загрузки зубчатых колес по изгибным напряжениям
5. Проверка прочности зубьев при перегрузках
5.1. Максимальные контактные напряжения (ГОСТ с.28 п.3.2.1.)
нагрузке МПа (ГОСТ с.28 п.3.2.2.)
5.3. Степень загрузки передачи по максимальным контактным
DH max 1 = 18.9391%.
DH max 2 = 29.2204%.
5.4. Максимальные изгибные напряжения (ГОСТ с.52 п.4.2.2.) МПа
5.5. Коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной
поверхности (ГОСТ с.53 табл.18 п.1.2.)
упрочнения (ГОСТ с.53 табл.18 п.1.3.)
5.7. Коэффициент запаса прочности (ГОСТ с.54 табл.18 п.2.)
(ГОСТ с.52 п.4.2.4; табл. 18 п.1.) МПа
5.8. Допускаемые изгибные напряжения при максимальной нагрузке
5.9. Степень загрузки зубчатых колес по максимальным изгибным
D F max 1 = 17.7906%.
DF max 2 = 23.9536%.
6. Результаты расчета
Коэффициенты загрузки:
Коэффициенты загрузки по лимитирующему виду напряжений
рекомендуется ограничить в пределах:
То есть приемлемым можно считать результат когда перегрузка не
превышает 3% а недогрузка – 10%.
Проверка прочности зубчатой передачи i11-12
Частота вращения вала колеса обмин: n2 = 250.
Крутящий момент на валу колеса Н·м: T2 = 115.
Требуемый ресурс час: Lh = 12000.
Режим нагружения: Средний равновероятный.
N H lim 1 = 1.626e+007.
N FE 1 = 5.148e+007.
N FE 2 = 2.574e+007.
10.Коэффициент запаса прочности при расчете контактных
11.Коэффициент долговечности при расчете на изгибную
Определение геометрических кинематических и силовых
характеристик передачи
1. Угол профиля исходного контура
2. Крутящий момент на валу шестерни Н·м
T1 = T2 u – при работе в основном режиме
3. Окружная скорость мс
4. Степень точности зубчатых колес
Степень точности по нормам кинематики – 9.
Степень точности по ГОСТ 1643–81 – 9-7-7-B.
5. Усилия в зацеплении
5.1. Окружное усилие Н
5.2. Радиальное усилие Н
c' = 17.9624 Н(мм·мкм).
DH max 1 = 34.8018%.
DH max 2 = 34.8018%.
D F max 1 = 28.7939%.
DF max 2 = 24.2033%.
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Расчет клиноременной передачи производим в соответствии с
изложенным в [2.стр 75].
сечение ремня по монограмме [ 2 стр. 83 рис. 5.2] в
зависимости от мощности электродвигателя и его частоты вращения т.е.
мм по табл. 5.4 в [2 стр. 83] в зависимости от вращающего момента на
выходном валу Т4 Н·м и выбранного сечения ремня т.е. d1min = 240мм .
Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1 min
Определяем диаметр ведомого шкива по формуле:
где u = 1 – передаточное число ременной передачи
= 002 – коэффициент скольжения.
d 2 = 240 1(1 002) = 235 мм .
Определяем фактическое передаточное число и его отклонение от
Определяем ориентировочное межосевое расстояние по формуле:
a ≥ 055(d1 + d 2 ) + h
где h = 105 мм – высота сечения клинового ремня.
a = 055(240 + 235) + 105 = 272мм
Определяем расчетную длину ремня по формуле:
l = 2a + (d1 + d 2 ) +
( 240 + 235) + 272 = 1562 мм
Округляем до ближайшего стандартного т.е. l = 1560 мм .
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:
условие выполняется.
Определяем скорость ремня:
= 15 м с (25 м с = [ ])
Определяем частоту пробегов ремня:
U = l = 156 15 = 0082c 1 [U ] = 30c 1
условие выполняется что гарантирует срок службы 1 ремня 5000 часов.
Определяем допускаемую мощность передаваемую одним клиновым
[Pп ] = [P0 ] C p Cα Cl C z кВт
где [P0 ] = 15 кВт – допускаемая приведенная мощность передаваемая одним
ремнем из таблицы 5.5 [2] в зависимости от типа ремня его скорости
сечения и диаметра ведущего шкива;
коэффициенты С принимаем по таблице 5.2 [2]:
C p = 07 – коэффициент динамической нагрузки;
Cα = 083 – коэффициент угла обхвата;
C z = 09 – коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передаче.
[Pп ] = 15 07 083 1 09 = 08 кВт
Z = Pшп [Pn ] = 3 08 = 375 4
Определяем силу предварительного натяжения одного ремня по
Определяем количество клиновых ремней:
Ft = Pэф 10 3 = 4000 15 = 266 Н .
Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
Определяем окружную силу передаваемую комплектом клиновых
F1 = F0 + Ft 2Z = 578 + 158 2 4 = 7755H
F2 = F0 Ft 2Z = 578 266 2 4 = 24 H .
Определяем силу давления на вал:
Проверяем прочность одного ремня по максимальным напряжениям в
сечении ведущей ветви:
max = 1 + и + ≤ [ ] р
= 04 + 015 = 055МПа – напряжение
= 4375МПа – напряжение изгиба
где: Еu = 100 мм2 – модуль продольной упругости
= ρ 2 10 6 = 1400 19 2 10 6 = 03МПа – напряжения от
центробежных сил ( ρ = 1400кг м – плотность материала ремня для
max = 055 + 4375 + 03 = 52 ≤ [ ]р = 10 МПа
условие выполняется прочность 4-х ремней обеспечена.
РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЯ НА ЖЕСТКОСТЬ
В практике проектирования используются следующие рекомендации:
жесткость двухопорного шпинделя у станков высокой точности должна быть
Приближенно фактическая величина жесткости вычисляется по
где D - средний диаметр шпинделя в пролете между опорами мм; d –
средний диаметр отверстия в шпинделе мм; l – расстояние между средними
сечениями подшипников шпинделя мм.
В нашем случае D = 90 мм d = 22 мм l = 416 мм. Откуда имеем
= 66кг мкм >50кгмкм – условие жесткости выполняется.
Определение сил в зацеплении и построение эпюр изгибающих и
крутящих моментов для третьего вала
Определяем силы в зацеплении:
= 893H - окружная сила где M крII = 886 Н м 022
крутящий момент на втором валу D2 = 220 мм = 022 м - делительный
диаметр зубчатого колеса.
Fr1 = Fr 2 = Ft1 tgα = 893 tg 20 0 = 325 H - радиальная сила.
Аналогично: Ft 5 = Ft 6 =
= 2094 H - окружная сила где
M крII = 835Н м - крутящий момент на втором валу D5 = 112 мм = 0112 м -
делительный диаметр зубчатого колеса.
Fr 5 = Fr 6 = Ft 5 tgα = 2094 tg 20 0 = 762 H - радиальная сила.
Определяем реакции опор:
X = R + R F F cos15 = 0
Y = R + R F F cos15 = 0
M = F 35 + F cos15 (35 + 62) R
(35 + 62 + 190) = 0
Fr 2 35 + Ft 5 cos150 (62 + 35)
R AX = Fr 2 + Ft 5 cos150 RDX = 16244 H .
= Ft 2 35 Fr 5 cos150 (62 + 35) + RDY (62 + 35 + 190) = 0
Ft 2 35 + Fr 5 cos150 (62 + 35)
R AY = Ft 2 + Fr 5 cos150 RDY = 1271.3H .
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ:
Участок АБ: слева на право
M ИА = RAX 0 = 0H м
M ИБ = RAX 0035 = 56.9 H м .
Участок БС: слева на право
M ИБ = RAX 0098 Fr 2 0 = 56.9 H м
Участок СД: справа на лево
M ИД = RDX 0 = 0 H м
M ИC = RDX 0190 = 137.4 H м .
M ИС = R AX 0097 Fr 2 0062 = 157.6 20.2 = 137.4 H м .
Так как эпюра сошлась в одной точке следовательно расчеты
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ:
M ИА = R AY 0 = 0 H м
M ИБ = RAY 0035 = 44.5H м .
M ИБ = R AY 0035 Ft 2 0 = 44.5H м
M ИС = R AY 0097 Ft 2 0062 = 67.9 H м .
M ИД = RDY 0 = 0 H м
M ИC = RDY 0190 = 67.9 H м .
Проверка долговечности подшипников
Определяем суммарные реакции в опорах:
= 1624.4 2 + 1271.32 = 2063 H
= 723.2 2 + 357.7 2 = 1814 H .
Из полученных расчетов видно что опора А нагружена сильнее
поэтому расчеты производить будем для нее.
Выбираем подшипники радиальные однорядные средней серии по
Так как вал не нагружен осевыми силами то их при расчете эквивалентной
нагрузки не учитываем.
Рассчитываем эквивалентную нагрузку по формуле:
RE = VRAΣ K б K Т = 1 2063 13 11 = 2682Н
где: V = 1 – при вращении внутреннего кольца Kб = 13 – коэффициент
безопасности Кт = 11 – температурный коэффициент.
Расчетная долговечность млн.об:
где: С = 153 кН – динамическая грузоподъемность.
Расчетная долговечность час
= 35792 ч > 18000 ч.
Вывод: данные подшипники удовлетворяют ресурсу привода.
крутящий момент на шпинделе D10 = 214 мм = 0214 м - делительный
= 10093H - окружная сила где M крIV = 108Н м 0214
Fr10 = Ft10 tgα = 10093 tg 20 0 = 3674 H - радиальная сила.
= 1350 Н - сила резания Р X = PY = 05PZ =
Определение сил в зацеплении и построение эпюр изгибающих и крутящих
моментов для шпинделя
Dзаг = 160 мм = 016 м - диаметр заготовки.
M = P (209 + 159 + 70) R
(209 + 159) + Ft10 209 = 0
PZ (209 + 159 + 70) Ft10 209
RAX = Ft10 + RCX PZ = 6929 H .
= RCZ (209 + 159) Fr10 209 PX (209 + 159 + 70) = 0
RAZ = PZ + Fr10 RCZ = 303H .
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOY:
M ИБ = RAX 0209 = 1448H м .
M ИС = R AX (0209 + 0159) + Ft10 0159 = 945H м .
M ИД = PZ 0 = 0 H м
M ИБ = R AX 0209 + Ft10 0 = 1448H м
M ИД = PZ 007 = 945H м .
M ИА = RAZ 0 = 0 H м
M ИБ = RAZ 0209 = 63H м .
M ИБ = R Az 0209 + Fr10 0 = 63H м
M ИС = R AZ (0209 + 0159) + Fr10 0159 = 472 H м .
M ИД = PX 0 = 0 H м
M ИД = PX 007 = 472 H м .
= 6929 2 + 3032 = 6936 H
= 10336 2 + 101212 = 14466 H .
Из полученных расчетов видно что опора С нагружена сильнее
Условное обозначение
Так как вал нагружен осевой силой РХ то их при расчете эквивалентной
RE = ( XVRCΣ + YPX ) K б K Т = (114466 + 194 675) 113 = 3583Н
где: Х=1 Y=194 V = 1 – при вращении внутреннего кольца Kб = 13 –
коэффициент безопасности Кт = 11 – температурный коэффициент.
где: С = 168 кН – динамическая грузоподъемность.
L ×10 6 037 10 6 ×10 6
= 38 10 6 ч > 12000 ч.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ
360 – 78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности вычисляемпо формуле:
≤ [ см ] = 100 120 МПа
d × (h t1 ) × (l b )
длина шпонки l = 50мм момент на валу Т = 48 Н×м.
третий вал: d = 45мм сечение шпонки b × h = 10 × 8 глубина паза t1 = 4мм
= 395 МПа ≤ [ см ] = 100 120 МПа - условие
прочности выполняется.
Проверку остальных шпонок производить необязательно так как на
остальных валах действуют меньшие моменты следовательно прочность их
Уточненный расчет валов.
Примем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по
симметричному циклу а касательные от кручения – по отнулевому
Уточненный расчет состоит в определение коэффициентов запаса прочности
S для опасных сечений и сравнение их с требуемыми (допускаемыми)
значениями [S]. Прочность соблюдена если S≥ [S]=2.
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого
Материал вала сталь 45 термическая обработка – улучшение. При диаметре
заготовки до 90 мм среднее значение предела прочности:
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
-1 = 043 × в = 335 МПа
-1 = 058 × -1 = 193 МПа
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Момент сопротивления кручению:
где: d = 30мм b × h = 8 × 7 глубина паза t1 = 4мм длина шпонки l = 35мм.
4 × 30 3 8 × 4(30 4) 2
Момент сопротивления изгибу:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба.
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и
касательным напряжениям:
где Мизг=144 Нм – суммарный изгибающий момент в сечении С.
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
= 527 >[S]=2 – условие прочности второго
интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их
от заеданий задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся
поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
По заданию курсового проекта смазка всех органов коробки скоростей
должна быть централизованной то есть производиться от единой системы
смазывания станка. Смазывание всех органов в коробке скоростей будет
производиться по принципиальной гидравлической схеме рис. 5:
Так как окружная скорость зубчатых колес больше 5 мс но не превышает
мс определяем по таблице 11.1 изложенной в [3] рекомендуемую
кинематическую вязкость с учетом действующих контактных напряжений в
зубчатых передачах (до 600 МПа): рекомендуемая вязкость масла 22×106м2с.
Принимаем для смазывания зубчатых передач и подшипников масло
индустриальное И–20А (ГОСТ 20799 – 75) по таблице 11.2 изложенной в [].
Объем масляной ванны V определяем из расчета 025 м3 на 1кВт
предаваемой мощности без учета остальных органов станка (коробки подач
V = 025 × 3 = 075 дм3
Принцип работы системы смазывания: шестеренчатый насос 3
производит забор смазывающей жидкости из масляного бака 9 через фильтр
и обратный клапан 2 и подает масло под давлением настроенным
предохранительным клапаном 4 в распределительную плиту 5. Через
распределительную плиту масло распределяется в два регулируемых
дросселя настроенных на оптимальных расход масла для смазывания
зубчатых передач и подшипников качения соответственно. С регулируемых
дросселей масло поступает на маслораспределитель 7 (на 8 потребителей – 4
пары подшипников) и маслораспределитель 8 (на 3 потребителя – 3 зубчатых
блока) с которых масло поступает через трубопроводы к смазывающимся
точкам. Обратный клапан необходим для предотвращения сливания масла с
системы во время простоя станка. Предохранительный клапан предохраняет
систему смазывания от перегрузок.
Тепловой расчет коробки скоростей производим по формуле:
коэффициент теплоотдачи = 03 – коэффициент учитывающий отвод
теплоты от корпуса коробки скоростей в станину станка [t ] раб = 70 -
максимально допустимая температура нагрева масла А = 042 м2 –
поверхность охлаждения корпуса коробки скоростей.
+ 20 0 = 59 0 ≤ [t ]раб
где N = 18 кВт - эффективная мощность на шпинделе КТ = 17 Вт(м2·0С) –
В.А. Говорухин. Кинематический расчет приводов главного движения
«Металлорежущие станки». Томск изд. ТПИ им. Кирова. 1981. -29 с.
В.А. Говорухин. Примерный расчет приводов главного движения
металлорежущих станков. Методические указания к выполнению
курсового проекта по курсу «Металлорежущие станки». Томск изд.
ТПИ им. Кирова. 1981. -21 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. – М.:
Машиностроение 1982. – Т.1-3.
руководство С.В. Птицын Г.М. Лазутина; Новосиб. электротехн. инст.
– Новосибирск 1985. – 35 с.
Учеб. пособ. – М.: Высшая школа 1985. – 416 с.
Металлорежущие станки. Курсовое проектирование: Учеб. пособ.
М.Л. Орликов и др. – Киев. Вища школа 1987. – 152 с.
Свешников В.К. Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник.М.: Машиностроение 1988. – 512 с.
Ничков А.Г. Фрезерные станки. – М.: Машиностроение 1984. – 184 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: