Коробка скоростей токарно-винторезного станка

Содержание.docx

Расчет технических характеристик станка . 4
Построение структурной сетки и графика чисел оборотов
определение значений передаточных отношений .. .5
Расчет мощности привода выбор электродвигателя ..7
Расчет параметров клиноременной передачи .. .8
Определение частоты вращения валов коробки скоростей и
крутящих моментов на валах .. .. 11
Расчет зубчатых передач.
Расчет для пары 2062 . 12
Расчет для пары 2079 . 19
Предварительный расчет валов и выбор подшипников ..26
Проверочный расчет шпоночных соединений .27
Расчет шлицевого соединения . 28
Уточненный расчет валов(построение эпюр).
Проверка долговечности подшипников . ..29
Определение напряжений изгиба касательных
напряжений в опасных сечениях . .35
Расчёт шпинделя на жёсткость 38
Приложение: спецификация коробки скоростей.
Список используемой литературы 43

Sid Шкив.dwg

Курсовой проект по МРС
Неуказанные радиусы r
Неуказанные предельные отклонения: отверстий по Н14

спецификация1.dwg

ПензГУ 3.151.002.022.05
Электромагнитная муфта
Гидростатический подшипник
ПензГУ 3.151.002.022.04

Sid 1 лист.dwg

Курсовой проект по МС.
Тип привода - Разделенный;
Диаметр обраб. детали - 60..300мм;
Материал заготовки - Чугун 220 НВ;
Материал режущего инструмента - тв. сплав;
Рукоятки управления выделены на одну ось.
График чисел оборотов

Копия Sid Вилка.dwg

Курсовой проект по МРС
Неуказанные литейные радиусы 1 мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов по
Технические требования

SidСвёртка коробки.dwg

Курсовой проект по МРС
Внутреннюю поверхность корпуса коробки передач окрасить
красно-коричневой эмалью ВЛ-515 ТУ УХП 138-59
Наружную поверхность корпуса коробки передач окрасить серой
эмалью МЛ-152 МРТУ 6-10-642-70
*Размеры для справок.
Технические требования

Sid коробка.dwg

токарно-винторезного
Курсовой проект по МРС
Подшипники под зубчатые колеса не перетягивать.
Коробку обкатать на холостом ходу в течении одного часа.
Для смазывания зубчатых зацеплений применять масло с
с И-30А по ГОСТ20799-75.
Технические требования

Sid Блок шестерен.dwg

Курсовой проект по МРС
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий Н14.
Коэффициент смещения
Степень точности по

спецификация3.dwg

спецификация2.dwg

Черновик.dwg

Курсовой проект по МРС
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий Н14.
Неуказанные литейные радиусы 1 мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов по
Неуказанные радиусы r
Неуказанные предельные отклонения: отверстий по Н14
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов по .
Радиусы скругления 1 мм.
Коэффициент смещения
Степень точности по

Sid Крышка.dwg

Курсовой проект по МРС
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов по

Sid Вилка.dwg

Курсовой проект по МРС
Неуказанные литейные радиусы 1 мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов по
Технические требования

Sid рычаг.dwg

Курсовой проект по МРС
Радиусы скругления 1 мм.
Неуказанные предельные отклонения: отверстий по Н14

спецификация4.dwg

Список литер.docx

Список используемой литературы:
Курсовое проектирование деталей машин. С. А. Чернавский К. Н. Боков и др. – 2-е издание.М.: Машиностроение 1988г.-416с.
Курмаз Л.В.Детали машин .Проектирование: Учебное пособиеЛ.В. Курмаз А.Т. Скойбеда.-Мн.:УП «Технопринт»2001-290с.
Справочник технолога машиностроителя.Т.2Под ред. А.Г.Косиловой и Р.К.МещеряковаМ.: «Машиностроение»1986 г.
Конструирование металлорежущих станков. Пуш В.Э.М.: «Машиностроение»1977г.
Металлорежущие станки.Т.1Т.2.Под ред.Н.С Ачеркана А.А. ГаврюшинаМ.: «Машиностроение»1965г.-764 с.

Записка.docx

1.Расчет технических характеристик станка.
Определение диапазона скоростей.
Определим глубину резания и подачу в зависимости от минимального и максимального диаметра заготовки
Скорость резания при точении:
Определение чисел оборотов шпинделя:
Построение структурной сетки и графика чисел оборотов определение значений передаточных отношений.
Диапазон регулирования:
С графика чисел оборотов находим передаточные отношения :
Для полученных передаточных отношений находим числа зубьев колес:
Расчет мощности привода выбор электродвигателя.
Принимаем электродвигатель: 4А112М4:
Расчет параметров клиноременной передачи.
Сечение ремня и размеры сечения выбираются по табл.7.7[1].
Выбираем клиновой ремень нормального сечения Б.
Минимальный расчетный диаметр ведущего шкива мм:
Расчетный диаметр ведомого шкива мм:
Действительный диаметр
Действительное передаточное число проектируемой передачи:
Минимальное межосевое расстояние мм:
Расчетная длина ремня мм
Действительная длина ремня .Примем
Межцентровое расстояние мм:
Угол обхвата ремнем меньшего шкива град
Окружная cкорость ремня мс:
Число ремней передачи:
Cp=11 – коэффициент режима работы(табл.7.10[1]).
Cила нагружающая валы передачи Н:
где - предварительное напряжение ветвей ремня Н
Определение частоты вращения валов коробки скоростей и
крутящих моментов на валах.
Расчет зубчатых передач.
Расчет производим для наиболее нагруженной ветки:
1 Выбор материала для шестерни и зубчатого колеса.
Желая получить редуктор с возможно меньшими габаритами выбираем для обеих пар зубчатых колёс сталь с повышенными механическими характеристиками:
Для шестерен – сталь 40 улучшенная твердость 220НВ.
Для зубчатых колёс – сталь 35 нормализованная твёрдостью 187НВ.
согласно табл.4.1.1 и 4.1.2 [2]
2 Базовое число циклов соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса.
3 Эквивалентное число циклов
где - продолжительность работы передачи час.
с=1 – число зацеплений зуба за 1 оборот рис. 4.1.3 [2]
коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному рис. 4.1.5 [2] по таблице 4.1.3[2]
показатель степени кривой усталости.
4 Коэффициент долговечности
5 Пределы контактной выносливости.
согласно табл. 4.1.5[2]:
6 Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.
Определим по формуле:
- коэффициент запаса прочности для колёс прошедших нормализацию и улучшение.
- коэффициент долговечности
Для цилиндрических прямозубых зубчатых колёс принимают условное допускаемое напряжение:
7 Расcчитаем допускаемые напряжения на изгиб (закрытые передачи)
- коэффициент долговечности при НВ350
8 Допускаемые напряжения при действии MAX нагрузки.
9 Расчёт диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи.
Вращающие моменты на шестерне и на колесе:
Определим модуль зацепления:
– коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра;
- коэффициент учитывающий форму зуба;
=12 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
принимаем по ГОСТ табл.4.2.2[2].
Расчётный межосевое расстояние мм:
Определим ширину венцов колеса и шестерни:
Определяем основные размеры зубчатой пары:
Расчеты параметров остальных передач сведем в таблицу2:
10 Проверочный расчёт ступени на усталость по контактным напряжениям.
Расчёт по контактным напряжениям:
Вычислим окружную скорость в зацеплении:
по таблице 4.2.8[2] для назначаем 8-ую степень точности;
Удельная расчетная окружная сила:
-окружная сила в зацеплении;
Удельная окружная динамическая сила:
=006-коэффициентучитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку(табл.4.2.10рси.4.2.5);
=56-коэффициентучитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса(табл.4.2.12).
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
Удельная расчетная окружная сила Нмм
Расчетные контактные напряжения МПА:
- коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев для прямых зубьев;
- коэффициент учитывающий механические свойства материалов колес ;
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
11 Расчёт по напряжениям изгиба.
=016-коэффициентучитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку(табл.4.2.11)
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации Нмм:
=105-коэффициентучитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца(рис.4.2.2вг[2])
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
Удельная расчетная окружная сила при изгибе:
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении по табл.4.2.7[2];
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца. рис. 4.2.3 (в) [2];
Определяем значения коэффициентов учитывающих форму зуба в зависимости от числа зубьев при по рис. 4.2.5[2]:
- эквивалентное число зубьев.
Расчет производится для элемента «шестерня–колесо» у которого меньшая величина отношения .
Значит расчет производим по зубчатому колесу.
Найдём расчётное напряжение изгиба зуба колеса:
- коэффициент учитывающий наклон зуба;
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
-прочность обеспечена.
12 Силы в зацеплении.
Расчет производим для пары2079:
Для шестерен – сталь 40улучшенная твердость 220НВ.
9 Расчёт диаметров шестерни и выбор основных параметров передачи.
Расчет остальных колес и шестерен участвующих в зацеплении сведем в
по таблице 4.2.14[1] для назначаем 9-ую степень точности;
нагрузки по ширине венца .Выбирается в зависимости от твёрдости материала и коэф. по рис. 4.2.3 (в) [2];
12 Проверка прочности зубьев при перегрузках.
MAX контактные напряжения:
MAX изгибные напряжения:
13 Силы в зацеплении
Предварительный расчет валов и выбор подшипников.
Предварительный расчет проведем на кручение.
Вал1: допускаемое напряжение на кручение
Примем: диаметр вала под шкив d=22мм;
Диаметр вала под подшипник =25 мм;
Диаметр вала под блок шестерен:
Принимаем шариковые подшипники(2шт.):№305 Гост 8338-79.
Вал2: допускаемое напряжение на кручение
Диаметр вала под подшипник =35 мм;
Диаметр вала под зубчатые колёса:
Принимаем шариковые подшипники(2шт.):№307 Гост 8338-75.
Вал3: допускаемое напряжение на кручение
Примем: диаметр выходного конца вала d=45мм;
Диаметр вала под подшипник =50 мм;
Диаметр вала под шестерни:
Левый подшипник принимаем шариковый:№210 Гост8338-75.
Правый подшипник(на шпинделе):роликовый 7212 Гост27365-87.
Проверочный расчет шпоночных соединений.
Шпоночные соединения проверяются по напряжениям смятия:
Материал шпонок Сталь45 нормализованная.
Допускаемое напряжение смятия[]=100МПа.
Шпонка:8ГОСТ 23360-78 b
условие прочности выполнено.
Шпонка:12ГОСТ 23360-78 b
d=40мм; Т=11996*Н*мм
Расчет шлицевого соединения.
Расчет шлицевого соединения ведется по напряжениям смятия.
Шлицевое соединение на первом валу: 6;
=28мм=23мм =6c=0.3мм =102мм;
Шлицевое соединение на втором валу:
=42мм=36мм =8c=0.4мм =144мм;
Уточненный расчет валов. Проверка долговечности подшипников
Марка стали для всех валов – Сталь 45 запишем характеристики стали: твердость НВ 241 в=780 (МПа) т=355 (МПа)
Определим силы действующие в зацеплении:
Сила действующая со стороны шкива
При l3=243 мм длина вала будет равна
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
Проверка: Fr + Ry1 + Ry2+Fшк=6258-19842+2304+1128=0
Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре 2. Ориентировочно принимаем радиальный однорядный шарикоподшипник средний серии.
Проверяем его по динамической грузоподъёмности
Расчётная долговечность работы подшипника:
- показатель степени для шарикоподшипников.
-эквивалентная динамическая нагрузка
- коэффициент радиальной нагрузки
- коэффициент вращения.
- коэффициент осевой нагрузки
- коэффициент безопасности нагрузка с лёгкими толчками.
- коэффициент температуры при температуре 1500 C.
Минимальная долговечность подшипников по ГОСТ 16162-78 может составлять для зубчатых редукторов ч.
Полученная долговечность удовлетворительная. Подшипники №305 приемлимы.
При l3=380 мм длина вала будет равна
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
Проверка: Ry1- Fr1+ Fr2+ Ry2 =-25523-5633+1455-63646=0
Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре 2. Силы действующие в зацеплении:
Ориентировочно принимаем однорядный радиальный шарикоподшипник средний серии.
Полученная долговечность удовлетворительная.
Подшипники №307 приемлимы.
Определим силы действующие в зацеплении
При l2=365мм длина вала будет равна
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
Проверка: Fr +Ry1 +Ry2=1309-70262-60637=0
Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре 1. Принимаем радиальный шариковый подшипник 210 (левые2шт.):
Правый подшипник – специальный шпиндельный роликоподшипник 7212 (2 шт.):
Подшипники №210 ГОСТ8338-75 приемлимы.
Определение напряжений изгиба касательных напряжений в
Примем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения – по нулевому. Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми. Будем проводить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал – Сталь 45 В=750 (Нмм2)
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Здесь возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициенты концентраций напряжений:
Принимаем k=17-коэффициент концентрации касательных напряжений
=077-масштабный фактор
Большой коэффициент запаса прочности свидетельствует об увеличении вала при конструировании поэтому другие сечения не проверяем.
Здесь возникают касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Принимаем k=17=077=01
Концентрацию напряжений также вызывает наличие шлицев.
Максимальный крутящий момент T=420.34(Нмм)
Момент сопротивления кручению:
Момент сопротивления изгибу:
Суммарный изгибающий момент
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Среднее напряжение m=0 тогда
Результирующий коэффициент запаса прочности
Принимаем k=17=077 =01
Все рассмотренные сечения для всех валов удовлетворяют условию прочности n > [n] т.к. [n]=25
Расчёт шпинделя на жёсткость
Источник концентрации напряжения насаженное кольцо подшипника качения.
Допускаемые напряжение на изгиб МПа
Максимально допустимый угол поворота конца шпинделя рад
Допустимый прогиб конца шпинделя
Максимально допустимый прогиб оси шпинделя под зубчатым колесом
Где l- расстояние между опорами шпинделя мм
m- Модуль зубчатого колеса под которым проверяется изгиб
Допустимый угол взаимного поворота валов под зубчатыми передачами:
-окружное усилие на шестерне Н
-коэффициент учитывающий характер распределения нагрузки по длине зубьев шестерен и роликов
Допустимый угол поворота валов на роликовых подшипниках:
P- расчетная нагрузка на подшипник Н.
-допускаемая нагрузка на подшипник при 250 обмин и долговечности в 5000 часов Н.
lidi-диаметры и длины участков шпинделя.
L -общая длина шпинделя.