• RU
  • icon На проверке: 30
Меню

Конструкция редуктора (укр.)

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 4 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Конструкция редуктора (укр.)

Состав проекта

icon
icon
icon
icon
icon Курсовая по ДМ 04.doc
icon Корпус мой.cdw
icon Вал- шестерня.cdw
icon общий Мой.cdw
icon МОй розрахунок клинопасової передачі.mcd
icon шестерня Ж.cdw
icon Коробка моя.cdw
icon
icon Тех.за.doc
icon Корб.шв..doc
icon Від.проек..doc
icon Короб.шв.2.doc
icon В.п.2.doc
icon Вал тих..doc
icon Вступ Ж.doc
icon ВАл.cdw
icon
icon Korobka_skorostei.cdw
icon 01_Титулка.doc
icon Zagalnyi.bak
icon
icon Спец.doc
icon Спец коробка 2.doc
icon Спец пз1.doc
icon Спец Вал.doc
icon Спец коробка.doc
icon Спец пз2.doc
icon КорПУС.cdw
icon DfVALY.frw
icon Epiury.frw
icon КОЛЕСО.bak
icon КОЛЕСО.cdw
icon ВАЛ_ШестерняСКЛАД.cdw
icon Zagalnyi.cdw
icon Korobka_skorostei.bak
icon ТЗ.doc
icon DfVALY.bak
icon Epiury.bak
icon ВАЛ_ШестерняСКЛАД.bak
icon Klynopas.mcd
icon Технічне завдання.doc
icon Untitled-1 copy.jpg
icon Kursak.docx
icon wdw.bmp
icon ВАЛ МОЙcdw.cdw
icon КорПУС.bak
icon rrr.frw
icon
icon
icon ПГК_56.09.00.00_ЗВcdw.bak
icon ПГК_56.09.00.00_ЗВcdw.cdw
icon
icon ПГК_56.09.30.00_СК.cdw
icon ПГК_56.09.30.00_СП_1.cdw
icon
icon ПГК_56.09.30.03_СП.cdw
icon ПГК_56.09.00.00_ПЗ.cdw
icon ПГК_56.09.30.00_СП_1.cdw
icon ПГК_56.09.00.00_ПЗ.cdw
icon
icon ПГК_56.09.30.03_СП.cdw
icon ПГК_56.09.30.02.cdw
icon ПГК_56.09.30.01.cdw
icon ПГК_56.09.30.03_СК.cdw
icon
icon ПГК_56.09.00.00_ЗВcdw.bak
icon ПГК_56.09.00.06.cdw
icon ПГК_56.09.00.06.bak
icon
icon корпус.cdw
icon Спец.doc
icon Спец пз1.doc
icon Задание.doc
icon Вступ.doc
icon Вал- шестерня.cdw
icon шестерня.cdw
icon общий.cdw
icon 545.frw
icon Фрагмент.frw
icon 2626.frw
icon 5.frw
icon титул.doc
icon 12.frw
icon Спец Вал.doc
icon Спец1 коробка.doc
icon Спец пз.doc
icon Спец коробка.doc
icon Фрагмент1.frw
icon ВАл.cdw
icon коробка.cdw
icon
icon Вал-шестерня.bak
icon Коробка.cdw
icon Вступ.doc
icon Движок.cdw
icon Вал-шестерня.cdw
icon шестерня.cdw
icon Корпус.cdw
icon общий.cdw
icon Вал.bak
icon Вал.cdw
icon Коробка.bak
icon Курсовая по ДМ Тори.doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Курсовая по ДМ 04.doc

Кіровоградський національний технічний університет
Технічне завдання на проект по деталям машин
Студент Катков .П. гр.МВ-04
Спроектувати коробку швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату.
Р вих.- потужність кВт 28
n max- частота обертання обхв 2000
Строк служби Lh год 16000
Маломуж Г.. Керівник проекту
Міністерство освіти і науки України
Кафедра Деталі машин та прикладна механіка”
Коробка швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату
Курсовий проект по деталях машин

icon Корпус мой.cdw

Корпус мой.cdw

icon Вал- шестерня.cdw

Вал- шестерня.cdw

icon общий Мой.cdw

общий Мой.cdw

icon шестерня Ж.cdw

шестерня Ж.cdw

icon Коробка моя.cdw

Коробка моя.cdw

icon Тех.за.doc

Коробка швидкостей електро-
копіювального фрезерного
К.Ш.Е.37.01.00.00.00. ВЗ.
фрезерного напівавтомата
К.Ш.Е.37.01.00.00.00. ПЗ
Пояснювальна записка
К.Ш.Е.37.01.10.00.00. ПЗ
К.Ш.Е.37.01.11.00.00. ПЗ
К.Ш.Е.37.01.11.00.00.ПЗ
К.Ш.Е. 37.01.00.00.00

icon Корб.шв..doc

КШ..Е.37.01.10.00.00.СК
Складальне креслення
К.Ш.Е.37.01.11.00.00
К.Ш.Е.37.01.12.00.00
К.Ш.Е.37.01.13.00.00
К.Ш.Е.37.01.14.00.00
К.Ш.Е.37.01.15.00.00
Рукоятка перемикання передач
К.Ш.Е.37.01.10.00.01.
К.Ш.Е.37.01.10.00.02.
К.Ш.Е.37.01.10.00.03.
К.Ш.Е.37.01.10.00.04.
К.Ш.Е.37.01.10.00.05
К.Ш.Е.37.01.10.00.06.
К.Ш.Е.37.01.10.00.07.
К.Ш.Е.37.01.10.00.08.
К.Ш.Е.37.01.10.00.09.

icon Від.проек..doc

К.Ш.Е. 37.01.00.00.00.ВЗ.
Креслення загального виду
К.Ш.Е.. 37.01.00.00.00.ПЗ.
Пояснювальна записка
складальним одиницям
К.Ш.Е. 37.01.10.00.00.
К.Ш.Е. 37.01.10.00.00.СК.
Складальне креслення
К.Ш.Е. 37.01.11.00.00.
К.Ш.Е. 37.01.11.00.00.СК.
К.Ш.Е. 37.01.00.00.00.ПЗ.
Коробка швидкостей електрокопіювального напівавтомата

icon Короб.шв.2.doc

Штифт 10 х 28 ГОСТ 3128-10
Монжета ГОСТ 8752-79
Масло індустріальне леговане
ИРП – 75 ГОСТ 20799-75

icon Вал тих..doc

К.Ш.Е. 37.01.11.00.00. СК.
Складальне креслення
К.Ш.Е. 37.01.11.00.01.
К.Ш.Е. 37.01.11.00.02.
К.Ш.Е. 37.01.11.00.03.
Солідол жировий ГОСТ1033-79
К.Ш.Е 37.01.11.00.00

icon Вступ Ж.doc

Проект коробки швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату розроблено на основі технічного завдання 37.01 розробленого кафедрою ДМ і ТМ” КНТУ та запропонованого для проектування.
Призначення та область використання спроектованого приводу.
Виріб призначений для зміни швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату що застосовуються на металообробних підприємствах .
Технічна характеристика
Рвих кВт - потужність на вихідному валі 28
nвих.max обхв. – частота обертання вихідного вала 2000
Тип пасової передачі ..клинопасова
Lh год -строк служби . 16000
TmaxTном - короткочасне перевантаження 14
Опис та обрунтування вибраної конструкції та розрахунки
підтверджуючі її надійність і довговічність.
1. Вибір електродвигуна
1.1. Визначаємо необхідну потужність ел. двигуна
де - коефіціент корисної дії привода
Визначаємо ККД привода:
1.2. Знаходимо діапазон частоти обертання вала електродвигуна
Δ n дв.= n дв.max ÷ n дв. min
n дв.max = n вих .max. ·Uп.· Uз.п.· Uз.п.1= 2000 · 12 · 12 · 4 = 11520 обхв.
n дв. min = n вих. min ·Uп.· Uз.п.· Uз.п.3 = 500 · 12 · 12 · 1 = 720 обхв.
Мінімальна частота обертання на вихідному валу
З умови n дв. min ≤ nдв. ≤ n дв.max
Приймаємо електродвигун:
Синхронна частота обертів 3000 хв-1
Потужність Р= 4 кВт
Тип двигуна 4А100S2У3
Частота обертання n = 2880 обхв
Параметри вибраного двигуна відповідають умові
1.3. Визначаемо загальне передаточне число привода по формулі
Загальне передаточне число розбиваємо за ступенями:
де- передаточне число пасової передачі
- передаточне число постійної зубчатої передачі
- передаточне число перемінної зубчатої передачі
1.4. Знаходимо частоту обертання кожного вала привода
Частота обертів ел.двигуна:
Частота обертів на вхідному валу коробки швидкостей:
де Uпас. - передаточне число пасової передачі
Частота обертів на проміжному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
де Uц.пер.1 - передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на проміжному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
де Uц.пер.2 - передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на проміжному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
де Uц.пер.3 - передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на вихідному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
де Uц.пост.- передаточне число постійної зубчатої передачі
Частота обертів на вихідному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
Частота обертів на вихідному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
1.5. Знаходимо потужність на кожному валу
Потужність електродвигуна:
Потужність на вхідному валу коробки швидкостей:
Потужність на проміжному валу коробки швидкостей:
Потужність на вихідному валу коробки швидкостей:
1.6. Визначаємо крутний момент на кожному валу
Крутний момент на валу електродвигуна:
де кутова швидкість на валу електродвигуна:
Крутний момент на вхідному валу коробки швидкостей:
де кутова швидкість на вхідному валу коробки швидкостей:
Крутний момент на проміжному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
де кутова швидкість на проміжному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
Крутний момент на проміжному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
де кутова швидкість на проміжному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
Крутний момент на проміжному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
Крутний момент на вихідному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
Крутний момент на вихідному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
Крутний момент на вихідному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
2 Розрахунок клинопасової передачі та конструювання шківів :
Розрахувати клинопасову передачу привода.
Двигун - асінхроний короткозамкнутий.
Потужність що передається валомкВт P = 4
Частота обертання ведучого шківа обхв:n1 = 2880
Частота обертання веденого шківа обхв n2 = 2400
Момент на валу Нм:T2 = 151
Пускове навантаження до 150% нормальної.
Робоче навантаження з незначними поштовхами.
Передаточне число U = 12
2.1 Приймаємо згідно табл.1.1 переріз паса А
2.2. По табл.1.4 приймаємо діаметр меншого шківа мм:
2.3. Визначаємо швидкість паса мс:
2.4. Визначаємо діаметр більшого шківа мм:
= 0.01- коефіцієнт пружного ковзання
2.5. По ДСТ 1284-68 та за табл. 1.З приймаємо діаметри шківів (і підставляємо їх значення) мм:
2.6. По стандартним значенням діаметрів шківів визначаємо дійсні частоти обертання валів обхв:
2.7. Уточнюємо передаточне число:
2.8. Вибираємо з табл. 1.5 та згідно ДСТ 1284-68 розміри перерізу паса мм:
bp = 11 h = 8 A = 81
2.9. Міжосьова відстань мм:
2.10. Визначаємо довжину паса мм:
За стандартом табл. 1.6 приймаємо довжину паса найближчу до розрахункової мм: l = 1060
2.11. Уточнюємо міжосьову відстань мм
Мінімальна міжосьова відстань для монтажа паса мм:
Максимальна міжосьова відстань для підтягування паса при видовженні мм:
2.12. Визначаємо число пробігів паса в секунду 1с:
vд = 15умова виконується.
де vд - допустиме число пробігів паса.
2.13. Визначаємо кут обхвату град:
2.14. Коефіцієнт кута обхвату:
Cα = 1 – 0.003 (180 – α) Cα = 0.99
2.15. Коефіцієнт швидкості:
Cα = 1.05 – 0.0005 v2 Cv = 0.94
2.16. По табл.1.2 приймаємо корисне напруження Нмм:
2.17. По табл. 25 вибираємо коефіцієнт динамічності і навантаження :
2.18. Корисне допустиме напруження в заданих умовах Нмм2:
2.19. Колове зусилля Н:
2.20. Визначаємо число пасів:
z = 2.61 остаточне число пасів z = 3
приклад позначення паса: А-1600 ДСТ 1284 – 68
де О – тип паса; 1600 – довжина паса.
2.21. Сила яка діє на вали Н:
де - напруження від початкового натягу НММ2:
А – розрахункова площа перерізу паса (пасів) мм2:
2.22. Зовнішній діаметр і ширина обода.
3 Розрахунок зубчаcтої передачі
Данні для розрахунку:
Кутова швидкість вхідного валу коробки швидкостей:
Кутова швидкість на проміжному валу коробки швидкостей:
Обертовий момент на вхідному валу коробки швидкостей:
При короткочасному перевантаженні до 200 % максимальний обертовий момент на ведучому валу :
Т1max = 2T1 = 2 ·151=302 Нм
Передаточне відношення U=4.
3.1.1. Сумарне число циклів навантаження зубців шестірні та колеса за строк служби передачі
N1= 1800 1h =1800·2512·16000 3 14 = 2304·108
N2=1800 2h = 1800·628 · 16000 3 14 = 576 ·108
Еквівалентні числа циклів навантаження зубців шестерні та колеса для розрахунку на контактну втому NHE і для розрахунків на втому при згині NFE із коефіцієнтаами інтенсивності КHE = 018 і КFE = 007 (див. табл.4.1 [I]).
NHE1 = КHE N1 = 0 18 ·2304 · 108 = 415 ·108 ;
NHE2 = КHE N2 = 0 18·576 ·108 = 104·108 ;
NFE1 = КFE N1 = 007·2304·108 = 161·108 ;
NFE2 = КFE N2 = 007·576·108 = 04·108 .
3.1.2. Матеріали зубчастих коліс .
Для виготовлення шестерні сталь 40Х із термообробкою – поліпшення (див. табл. 22.4 [I] ) ;За даними табл. 22.3 вибираємо: твердістьН1=280 НВ В1- 900 МПа Т1-750 МПа;
для колеса сталь40Х із термообробкою – поліпшення твердість Н2=245 НВ
В2- 790 МПа Т2-640 МПа.
3.1.3. Допустимі напруження для розрахунку зубчастоі передачі .
3.1.3.1. Допустимі контактні напруження .
Границі контактної витривалості зубців шесстерні та колеса (див. табл. 22.5 [I] ):
Н lim b 1 = 2 H1 + 70 = 2·280+70=630 MПа
Н lim b 2 = 2 H2 + 70 = 2·245+70=560 MПа
Базу випробувань для матеріалу шестерні та колеса визначаемо за формулою:
NН01 =30Н124 = 30 · 28024 = 224 ·107
NН02 =30Н224 = 30 · 24524 = 163 ·107
Коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса
Допустимі контактні напруження для зубців шестерні та колеса при коефіціенті ZR= 1 ( шорсткість поверхонь зубців Ra= 125 063)
та запасу sH= 11 знаходимо за формулами:
[]H1 = Н lim b 1 ZR КHL sH = 630 · 1 · 1 11 = 573MПа
[]H2 = Н lim b 2 ZR КHL sH = 560 · 1 · 1 11 = 509MПа
Для зубців прямозубої передачі розрахункове допустиме контактне напруження:
Допустиме граничне контактне напруження :
[]H max = 28T2 =28 ·640 = 1792Мпа .
3.1.3.2. Допустимі напнруження на згин .
Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань NFO = 4 ·106
(див. табл. 22.6 [I] ):
Н lim b 2 = 18H2 = 18·245 = 441 MПа .
Коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса КFL= 1 .
Допустимі напруження на згин для зубців шестерні та колеса при коефіціенті КFо= 1 ( нереверсивна передача) і коефіцієнті запасу sF= 22 визначаємо за формулами :
[]F2 = F lim b 2 KFo КHL sF = 441 · 1 · 1 22 = 200 MПа .
Для зубців шестерні та колеса граничне допустиме напруження на згин :
[]F2max = 48 H2 sF = 48 · 245 22 = 534 MПа .
3.1.4. Проектний розрахунок передачи.
Для проектного розрахунку попередньо беремо коефіцієнт ширини вінця ba= 040 і відповідно bd= 05 ba (u + 1) = 05 · 040 (5+1) = 1 .
Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців
Допоміжний коефіцієнт Ка= 495 МПа 13 для сталевих прямозубих коліс.
Мінімальна міжосьова відстань передачі мм :
Вибираємо фактичну міжосьову відстань а=80 мм. Кут нахилу лінії зубців попередньо беремо = 15º.
Число зубців шестерні Z1= 19 а число зубців колеса Z2= Z1u = 19 · 4 = 74
mn=2a cos (Z1+ Z2) = 2 · 80 · cos15º (19+74) = 166 мм .
Стандартний модуль зубців mn = 175 .
Фактичний кут нахилу лінії зубців
cos = mn(Z1+ Z2) 2a = 175·(19+74) 2 ·80 = 1; = 0º
3.1.5. Попередні значення деяких параметрів передачі.
Ділильні діаметри шестерні та колеса будуть такі:
d1 = mnZ1cos = 175 ·19 1 =32 мм ;
d2 = mnZ2cos = 175 ·74 1 =128 мм .
Ширина зубчастих вінців
b2 = baa = 040 · 80 = 32 мм ;
b1= b2 + 2 = 32+2 =34 мм.
Колова швидкість зубчастих коліс
v = 05 1 d1 = 05 · 2512 · 32 ·10-3= 4 мс.
За даними табл. 22.2 [I] та на с. 273 [I] вибираємо 8-й ступінь точності ( nст=8 ) для всіх показників точності зубчастих коліс та передачі.
Коефіцієнт торцового перекриття визначаємо за формулою :
α=[188-32 (1 Z1+1 Z2)] cos = [188-32(119+174)] · 1=167
Коефіцієнт осьового перекриття зубців дістаємо з формули :
= b2 sin ( mn)= 32 ·sin 0º(314 ·175) = 0
Колова сила у зачепленні зубчастих коліс :
Ft= FHt = FFt = 2T1 d1 = 2 · 151 · 103 32 = 9438 Н.
3.1.6. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому .
Для розрахунку попередньо визначимо такі коефіцієнти :
Zм= 275 МПа - коефіцієнт що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс ;
ZН = 177cos = 177· 1 = 177- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;
- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній
КНα = 105 – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубцями (див. табл. 23.3 [I] );
КН = 107 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців;
КНv = 102 – коефіцієнт динамічного навантаження (див. табл. 23.4 [I] ).
За формулою питома розрахункова колова сила :
Нt=( FHt b2) КНα КН КНv = (943832) 105 · 107 · 102 = 338 Нмм.
Розрахункове контактне напруження :
Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується бо Н = 425 МПа []H =509 МПа і лежить у допустимих межах(див. табл. 23.3 [I]) .
3.1.7. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність.
Під час дії максимального навантаження за формулою
Контактна міцність зубців також забеспечується оскільки
Нmax = 601 МПа [ ]H max =1792 МПа .
3.1.8. Розрахунок зубців на втому при згині .
Розрахункові коефіцієнти будуть такими:
YF1 =390 ; YF2 =360 – коефіцієнти форми зубців за табл. 23.5 [I] ;
Y= 1 – коефіцієнт перекриття зубців ;
Y=1-140=1-0140=1 – коефіцієнт нахилу зубців ;
КFα= [4+(α-1)(ncт – 5)] (4 α) = [4+(167-1)(8-5)] (4 ·167) = 09 – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубцями ;
КF= 112 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (див. рис. 23.8 [I] ) ;
КFv= 110 – коефіцієнт динамічного навантаження за табл. 23.4 [I].
Питома розрахункова колова сила :
Ft=( FFt b2) КFα КF КFv= (943832) 09 · 112 · 110 =327 Нмм.
Розрахункове напруження згину у зубцях шестерні та колеса визначаємо за формулю:
F1= YF1 Y YFt mn=390 ·1· 1· 327 175 = 729 MПa;
F2= YF2 Y YFt mn=360 ·1· 1· 327 175 = 673 MПa.
Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується оскільки розрахункові напруження згину менші від відповідних допустимих напружень []F1 = 229 МПа та []F2 = 200 МПа.
3.1.9. Розрахунок зубців на міцність при згині.
F2max = F2 (T1 maxT1F) = 673(302151) = 1346 МПа.
Міцність зубців на згин при дії максимального навантаження також забезпечується бо максимальні розрахунковві напруження менші від граничних допустимих напружень []F1max = 610 МПа та []F2max =534 МПа.
3.1.10.Розрахунок параметрів зубчастої передачі .
Розміри елементів зубців :
Висота головки зубця
hf = 125 mn = 125 · 175 = 22 мм ;
h = 225 mn = 225 · 175 = 4 мм;
с = 025 mn = 025 · 175 = 04 мм;
Розміри вінців зубчастих коліс :
ділильні діаметри d1 = 32мм і d2 = 128 мм (обчислені вище);
Діаметр вершин зубів:
da1= d1+ 2 mn =32+2 ·175=355 мм;
da2 = d2 + 2 mn =128 + 2 · 175= 1315 мм;
Діаметр впадин зубів:
df1 = d1 – 25 mn = 32 – 25 · 175 =27625 мм;
df2 = d2 – 25 mn = 128 – 25 · 175 = 123625 мм;
Міжосьова відстань передачі:
a = 05 mn(Z1+Z2) cos = 05 · 175 · (19+74) 1 = 80 мм.
3.1.11.Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі .
Колова сила Ft = 9438 H (обчислена вище).
Радіальну силу визначаємо :
Fr = Ft tg αn cos = 9438 tg 20º 1 = 3435 H .
Осьову силу дістаємо з формули:
Fa = Ft tg = 9438 tg 0 = 0 H.
4 Попередній розрахунок валів
Передчасний розрахунок проводять на кручення по зниженим допустимим напруженням . Діаметр кінця вихідного валу при допустимому напруженні
[] = 20 МПа за формулою:
Приймаємо діаметр вихідного кінця веденого валу d1=28.
Діаметри інших частин валів назначають виходячи із конструктивних міркувань при компоновці коробки швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату.
5 Конструктивні розміри шестерні і колеса
Шестерня: заготовка-поковка:
d1 = 82 мм; dа = 945 мм; df = 7075 мм ; b1 = 38 мм.
Колесо: заготовка-поковка:
d2 = 98 мм; dа = 108 мм; df = 8675 мм ; b2 = 36 мм.
діаметр маточни: dм = 18 dо =18 · 25 = 45 мм ;
приймаємо lм = 43 мм .
о = 4m = 4 · 2 = 8 мм ;
Товщина диску: С = 03b2 = 03 · 36 = 108 мм.;
6 Конструктивні розрахунки корпусу редуктора
Товщина стінок корпуса та кришки:
Товщина верхнього фланця корпуса :
S=1.5 = 1.5 · 8 =12 мм .
Товщина нижнього фланця :
S2 = 23 = 23 · 8 = 184 мм .
Товщина фланця кришки :
S1= 15 =15 · 8 =12 мм .
Діаметр фундаментальних болтів:
d1= 0035аw+12 = 0035 · ( 80+90) + 12 = 18 мм.
Число фундаментальних болтів :
Діаметр болтів стискаючих корпус і кришку :
d2 = 07 d1 = 07 · 18 = 126 мм
Діаметр болтів стискаючих корпус і кришок підшипників :
d2 = 04 d1 = 04 · 18 = 72 мм
Ширина опорних поверхонь нижноьго фланця кришки :
К= 35d1 =35 · 18 = 63 мм ;
m = K + 15 = 63 + 15 · 8 = 75 мм.
Товщина ребер корпуса :
С1 = 08 = 08 · 8= 64 мм .
Мінімальний зазор між колесом і корпусом
в=12=12 · 8 = 96 мм .
7 Перший етап компоновки редуктора
Перший етап компоновки коробки швидкостей напівавтомату заключається в попередньому положенні зубчатих коліс валів підшипникових опор для наступного визначення реакцій та підбору підшипників.
Компоноване креслення виконується в одній проекції бажано в мірилі 1:1 в тонких лініях. Проводять в мірилі осьові лінії спрощено вимірюють колесо і шестерню їх ступиці вали.
Викреслюємо внутрішню стінку корпусу прийняв зазор між стінкою та шестернею при наявності ступиці зазор беремо від ступиці.
Приймаємо зазор від окружності вершин зубів коліс до внутрішньої стінки корпусу .
Попередньо намічаємо радіальні підшипники середньої серії габарити підшипників вибираємо по діаметру валу у місці посадки підшипників №304 ГОСТ 8338-75 I вал :
d=20 мм;D= 52 мм;B= 15 мм.
№306 ГОСТ 8338-75 II вал :
d=30 мм;D= 72 мм;B= 19 мм.
№306 ГОСТ 8338-75 III вал :
Змащування підшипників здійснюється пластичним мастильним матеріалом. Глибина гнізда підшипника визначається за формулою:
Товщина фланцю кришки підшипника приймаємо приблизно рівне діаметру отворів кріплень кришки підшипників.
8 Перевірка довговічності підшипників
із попередніх розрахунків маємо:
Колова сила: Ft = 9438 H;
Радіальна: Fr =3435 H.
У прямозубих зачепленнях осьове зусилля відсутнє:
У вертикальній площині:
У горизонтальній площині:
RAy – Ft + RBy + Ftм = 0
94 – 9438 + 1698 + 3146 = 0.
Сумарні радіальні реакції опор вала :
MAr = RAx · a = 12346 · 8641 = 10668 H · мм.
Ділянка 1: 0 ≤ x1 ≤ a = 8641
Ділянка 2: 0 ≤ x2 ≤ c = 5152
Ділянка 3: 0 ≤ x3 ≤ b = 4848
М = RВt x3 + Ftм (c + x3)
Сумарний згинаючий момент :
Підшипники навантажені рівномірно.
Намічаємо радіальні кулькові підшипники №306 ГОСТ 8338-75 у котрих: d=30мм; D= 72 мм;B=19 мм; C=28100 H; Co = 14600 H.
Еквівалентне динамічне навантаження:
Радіальне навантаження:
Обертається внутрішнє кільце:
K = 14 ; табл. 6.3. [III]
KT = 1. табл.6.4. [III]
Осьове навантаження відсутнє:
P= 1· 3435 · 14· 1 =4809 H ;табл.6.5.[III]
Номінальна довговічність:
де С- каталожна динамічна вантажопідйомність даного типорозміра підшипника Н ; Р – еквівалентне розрахункове навантаження на підшипникН; р – показник степеню для шарикопідшипників р=3
Розрахункова довговічність:
9 Перевірка міцності шпонкових з’єднань
Матеріал шпонки – Сталь45 нормалізована.
Напруження зминання та умова міцності визначається по формулі:
Допустиме напруження змину при чавунній ступиці:
d=18 мм ;b=6 мм ;t1=35 мм; h =6 мм;
lш =20 мм - при ширині шківу 26мм.
Момент на ведучому валі:
Матеріал – Сталь45 нормалізована допусками напружень зминання:
Перевіряємо шпонку під шестернею:
d=36 мм ;b=10 мм ;t1=5 мм; h =8 мм; lш =28 мм
Момент на валу: T = 589 · 103 Нмм;
d=28 мм ;b=8 мм ;t1=4 мм; h =7 мм; lш =28 мм
Момент на валу: T = 6876 · 103 Нмм;
10 Уточнений розрахунок валів
Відомо що нормальне напруження від згину змінюють по симетричному циклу а дотичне від кручення від нульового (пульсійного).
Уточнений розрахунок складається із визначення коефіцієнту запасу міцності S для небезпечних перерізів вала в порівнянні їх з потрібними допустимими значеннями [S].
Міцність збережена якщо .
Розрахунок ведемо для більш підходящих небезпечних перерізів вала.
Матеріал такий же як і на шестерні мається на увазі що:
Сталь45Х термічна обробка – покращення для якої Т = 363 МПа і В = 598 МПа (див. табл.3.1 [I] ) .
Номінальні напруження у перерізі А-А:
зг = 32 М ( · d3) = 32 · 31192 ( 314 · 283 ) = 145 МПа;
= 16Т ( · d3 ) = 16 · 6876 · 103 ( 314 · 283 ) = 16 МПа ;
Максимальне еквівалентне напруження при короткочасних перевантаженях
Е max = Е Кп = 362 · 22 = 796 МПа.
Допустиме еквівалентне напруження:
[]Е =08 Т = 08 · 363 = 290 МПа.
Умова статичної міцності вала виконується оскільки
Е max =796 МПа []Е =290 МПа.
Переріз А-А. Це переріз при передачі обертових моментів від електродвигуна через шків розрахований на кручення. Концентрацію напружень визиває наявність шпоночного пазу який утворюється пальцевою фрезою. Оскільки у перерізі А-А є нормальні та дотичні напруження то спочатку визначаємо s і s а відтак і загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності s
Границі втоми матеріалу вала:
-1 = 045 В = 045 · 598 = 269 МПа;
-1 = 025 В = 025 · 598 = 150 МПа.
Амплітуди нормальних і дотичних напружень :
а =М Wон =31192 18249 = 1709 МПа;
а = Т ( 2 Wрн ) = 6876 · 103 ( 2 · 39789) = 864 МПа.
У даному випадку моменти опору перерізу вала брали з урахуванням шпонкового паза
Wон = d332 – bшt1 (d- t1)2(2 d) = 314· 28332 - 8 ·4·( 28- 4)2(2 ·28) =18249 мм3;
Wрн = d316 – bшt1 (d- t1)2(2 d) = 314· 28316- 8 ·4·( 28- 4)2 (2 ·28) =39789 мм3.
Середні значення нормальних і дотичних напружень :
m = Fa2 ( d24- bшt1)= 0(314 ·2824-8 · 4) = 0 МПа;
m = а = 864 МПа. – для випадку передавання навантаження тільки в один бік.
Ефективні коефіцієнти концентрації напружень від шпонкового паза (див.табл. 31.2 [I]): К = 176 ; К = 154 .
Коефіцієнти що характеризують чутливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень; =002+2 · 10 -4 ·598 = 014;
= 05 = 05 · 014 = 007.
Коефіцієнт що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала
за табл. 31.3 [I] Кd = 080 .
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними та дотичними напруженнями :
s = -1 (КаКd + m)= 269 ( 176 · 1709 080 + 014 · 0) =715;
s = -1 (КаКd + m)= 150 ( 154 · 864 080 + 007 · 864) =87.
Загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності вала у перерізі А-А
Оскільки мінімальний допустимий коефіцієнт запасу міціності [s] min = 15 втомна міцність вала у перерізі А-А забезпечується . Коректування діаметра вала d = 28 мм не потрібне бо загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності ставить 15 - 25 .
11 Посадки зубчастих коліс та підшипників
Посадки зубчастих коліс та підшипників призначають у відповідності з ГОСТ 25347-82.
Посадки: а) шківа на вал електродвигуна: ;
б) шківа на вал коробки швидкостей: ;
Посадки: а) шестерні на I вал коробки швидкостей:;
б) колеса на II вал коробки швидкостей:;
в) шестерні на II вал коробки швидкостей: ;
г) колеса на III вал коробки швидкостей: ;
Посадки: а) підшипників на вал обертання внутрішнє кільце посадки
б) зовнішнього кільця підшипників у гніздо корпусу та кришки Н7;
Цифрові дані відхилень посадок вибираємо відповідно діаметрам валів та діаметрів отворів відповідних квалітетів.
12 Вибір сорту мастила
Змащування зубчастого зачеплення проводять зануренням зубчастого колеса у мастило котре заливається в середину корпуса до необхідного рівня котре контролюється індикатором рівня. Рівень залитого мастила забезпечує занурення колеса приблизно на 10 12мм . Об’єм мастильної ванни V визначаємо із розрахунків 025 дм3 мастила на 1кВт передаючої потужності:
V = 025 · 4 = 1 дм3 .
По табл.51 [ II ] встановлюємо в’язкість мастила при контактних напруженнях:
Н1 =431 МПа ; Н2 =508 МПа .
V1 = 4 мс ; V2 = 27 мс .
рекомендована в’язкість мастила повинна приблизно дорівнювати:
По табл.53. [ II ] приймаємо мастило індустріальне леговане ИРП-75 ГОСТ20799-75. Камери підшипників заповнюємо пластичним змащувальним матеріалом УТ-1 табл.6.11. [ III ] періодично доповнюючи його шприцем через прес-маслянки.
13. Заходи з охорони праці і тех. безпеки
З метою попередження травматизму необхідно своєчасно проводити технічне обслуговування коробки швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату для підтримання його в працюючому стані .
Після виготовлення коробки швидкостей необхідно збезпечити пристрій ефективних загорож ремінної передачі
Забезпечити недоторканість до струмоведучих частин електродвигуна що знаходяться під напругою для випадкового дотику.
Робота без заземлення заборонено.
Особи обслуговуючі коробки швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату не повинен мати травми і хвороби заважаючих роботі.
До роботи допускаються особи годні за станом здоров’я та які пройшли відповідні курси.
I.Павлище В.Т. «Основи конструювання та розрахунок деталей машин» Київ « Вища школа » 1993 р.
II.Цехнович Л.И. Петриченко И.П. « Атлас контрукции редукторов » Киев « Высшая школа » 1990 г.
III.КиркачН.Ф. Баласанян Р.А. « Расчет и проектирование деталей машин » Харьков « Основа » 1991 г.
IV.Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» в 3-х томах. - Москва «Машиностроение» 1980г.
V.Якушев А.И. «Взаимозаменяемость стандартизация и техничуские измерения » Москва « Машиностроение » 1979 г.
VI.Мягков В.Д. «Справочник допуски и посадки » 2 части . - Ленинград «Машиностроение » 1982 г.

icon ВАл.cdw

ВАл.cdw

icon Korobka_skorostei.cdw

Korobka_skorostei.cdw

icon 01_Титулка.doc

Міністерство освіти і науки України
Кіровоградський національний технічний університет
Кафедра: «Деталі машин та прикладна механіка»
ПРИВД РУХУ ТОКАРНОГО НАПВАВТОМАТА
Курсовий проект з деталей машин

icon Спец.doc

Привід головного руху
токарного напівавтомата
ПТН 40.02.00.00.00 ВП
Привід головного руху
ПТН 40.02.00.00.00 ПЗ
Пояснувальна записка
Коробка перемінних передач

icon Спец коробка 2.doc

Монжета ГОСТ 8752-79
Штифт 10 х 28 ГОСТ 3128-10
Масло індустріальне леговане
ИГП-182 ГОСТ 20799-75

icon Спец пз1.doc

ПТН 40.02.00.00.00 ВЗ
Креслення загального виду
ПТН 40.02.00.00.00 ПЗ
Пояснювальна записка
складальним одиницям
Коробка перемінних передач
КШ 40.02.00.00.00 СК
Складальне креслення
КШ 40.02.00.00.02 СК
ПТН 40.02.00.00.00 ВП
Привід головного руху токарного напівавтомата

icon Спец Вал.doc

ПТН 40.02.00.00.02 СК.
Складальне креслення
Підшипник радіальний
Солідол жировий ГОСТ1033-79

icon Спец коробка.doc

КШ 40.02.00.00.00 СК
Складальне креслення
Рукоятка перемикання передач
Коробка перемінних передач

icon КорПУС.cdw

КорПУС.cdw

icon DfVALY.frw

DfVALY.frw

icon Epiury.frw

Epiury.frw

icon КОЛЕСО.cdw

КОЛЕСО.cdw

icon ВАЛ_ШестерняСКЛАД.cdw

ВАЛ_ШестерняСКЛАД.cdw

icon Zagalnyi.cdw

Zagalnyi.cdw

icon ТЗ.doc

Кіровоградський національний технічний університет
ТЕХНЧНЕ ЗАВДАННЯ НА ПРОЕКТ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН
Студент Туров Валерій Олександрович. Група МВ-06
Спроектувати привод руху токарного напівавтомата.
Строк служби Lh год.
Загальний вид привода

icon Технічне завдання.doc

Кіровоградський національний технічний університет
ТЕХНЧНЕ ЗАВДАННЯ НА ПРОЕКТ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН
Студент Туров Валерій Олександрович. Група МВ-06
Спроектувати привод руху токарного напівавтомата.
Строк служби Lh год.
Загальний вид привода

icon Kursak.docx

Проект привода головного руху токарного напівавтомату розроблено на основі технічного завдання 40.02 розробленого кафедрою ДМ і ТМ” КНТУ та запропонованого для проектування.
Призначення та область використання спроектованого приводу.
Виріб призначений для передачі обертання та крутного моменту- шпинделю токарного напівавтомату для здійснення процесу різання що застосовуються на металообробних підприємствах .
Технічна характеристика
Рвих кВт - потужність на вихідному валі 25
nвих.max обхв. – частота обертання вихідного вала 1200
Тип пасової передачі ..клинопасова
Lh год -строк служби . 16000
TmaxTном -короткочасне перевантаження 14
Опис та обрунтування вибраної конструкції та розрахунки
підтверджуючі її надійність і довговічність.
1. Вибір електродвигуна
1.1. Визначаємо необхідну потужність ел. двигуна
де - коефіціент корисної дії привода
Визначаємо ККД привода:
1.2. Знаходимо діапазон частоти обертання вала електродвигуна
U пр.max = Uз.п.· Uп= 4 · 5 = 20
U пр. min =Uз.п.· Uп.= 1 · 2 = 2
Частота обертання електродвигуна на вихідному валу
nелек.мін= U пр· nмін.=2·7558578=15117 обхв.
nелек.мах= U пр· nмax.=20·1200=24000 обхв.
Мінімальна частота обертання на вихідному валу
nмін.вих==7558575 обхв.
З умови n дв. min ≤ nдв. ≤ n дв.max
Приймаємо електродвигун:
Синхронна частота обертів 3000 хв-1
Потужність Р= 3 кВт
Тип двигуна 4А90L2У3
Частота обертання n = 2840 обхв
Параметри вибраного двигуна відповідають умові
1.3. Визначаемо загальне передаточне число привода по формулі
Загальне передаточне число розбиваємо за ступенями:
де Uп.= 2- передаточне число пасової передачі
Uз.п3=1 Uз.п2= Uз.п3·φ=1·126=126 Uз.п1= Uз.п2·φ=126·126=15876
- передаточне число перемінної зубчатої передачі
1.4. Знаходимо частоту обертання кожного вала привода
Частота обертів ел.двигуна: n1=1840 обхв
Частота обертів на 2-му валу на 1 передачі:
де Uз.п.1- передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на 2-му валу на 2 передачі:
де Uз.п.2- передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на 2-му на 3 передачі:
де Uз.п.3- передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на вихідному валу при включеній 1 передачі:
Частота обертів на вихідному валу при включеній 2 передачі:
Частота обертів на вихідному валу при включеній 3 передачі:
де Uпас. - передаточне число пасової передачі
1.5. Знаходимо потужність на кожному валу
Потужність електродвигуна:
Потужність на 2-му валу при включеній 123 передачі: :
P2= P1(ел.дв.)=3099099098099=285267кВт
Потужність на вихідному валу передньої бабки :
P3= P2=285267098099=27676кВт
1.6. Визначаємо крутний момент на кожному валу
Крутний момент на валу електродвигуна:
де кутова швидкість на валу електродвигуна:
Крутний момент на 2-му валу при включеній 1-шій передачі:
де кутова швидкість на 2-му валу:
Крутний момент на 2-му валу при включеній 2-ій передачі:
Крутний момент на 2-му валу при включеній 3-ій передачі:
Крутний момент на вихідному валу на 1 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу на 1 передачі:
Крутний момент на вихідному валу на 2 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу на 2 передачі:
Крутний момент на вихідному валу на 3 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу на 3 передачі:
T3= T1Uпр=15574200009226=2873728721Нм
2 Розрахунок ремінної передачі та конструювання шківів :
Вихідні дані з попередньо проведених розрахунків:
Потужність яка передаеться P2=285267кВт
Частота обертання ведучого шківа обхв: n1=1158982
Частота обертання веденого шківа обхв: n2=579491
Пускове навантаження – до 200% нормального
Робоче навантаження з незначними поштовхами
Момент на швидкохідному валу Нм : Т1 = 15574Нм
Передаточне число: Uп.= 2
2.1. Згідно таб.1.1(7) дану потужність можна передавати пасами таких перерізів: ОАБ.
З різних перерізів доцільно брати менший бо при прийнятому діаметрі меншого шківа D1 можна отримати більше значення відношень D1h а значить понизити напруження згину і суттєво збільшити довговічність паса.
Приймаємо згідно таб.1.1(7) переріз паса А.
2.2. По таб.1.4(7) приймаємо діаметр меншого шківа D1=100мм.
2.3. Визначаємо швидкість паса:
2.4. Визначаємо діаметр більшого шківа:
=002 – коефіцієнт пружного ковзання
D2= D1U(1- )=1002(1-0.02)=196мм.
2.5 По ДСТ 1284-68 та за таб.1.3(7) приймаємо діаметри шківів:
2.6 По стандартним значенням діаметрів шківів визначаємо дійсні частоти обертання валів:
2.7. Уточнюємо передаточне число:
U=n2n1=1158.982567.9=2.04
2.8 Вибираємо з таб.1.5.(7) та згідно ДСТ 1284-68 розміри перерізу пасамм:
2.9 Міжосьова відстань:
аmin=0.55( D1+ D2)+h=0.55( 100+ 200)+8=173мм
аmax=2( D1+ D2)= 2( 100+ 200)=600мм
а= (аmin+ аmax)2=(173+600)2=386.5мм
2.10 Визначаємо довжину паса:
За стандартом таб.1.6(7) приймаємо довжину паса найближчу до розрахункової:
2.11 Уточнюємо міжосьву відстань:
2.12 Визначаємо число пробігів паса в секунду 1с:
де vд – допустиме число пробігів паса.
2.13. Визначаємо кут обхвата град:
2.14. Коефіцієнт кута обхвата:
2.15 Коефіцієнт швидкості:
2.16 По табл.1.2 приймаємо корисне напруження Нмм.. :
2.17 По таб.2.5 вибираємо коєфіцієнт динамічності і навантаження Cp:
2.18 Корисне допустиме напруження в заданих умовах Нмм2.. :
2.19 Колове зусилляН:
2.20 Визначаємо число пасів:
Остаточне число пасів Z=5
Позначення: пас А – 1250 ДСТ 1284-68
2.21 Сила яка діє на вали Н:
2.22 Зовнішній діаметр і ширина обода.
3 Розрахунок зубчаcтої передачі
Данні для розрахунку:
Кутова швидкість вхідного валу передньої бабки:
Кутова швидкість на проміжному валу передньої бабки:
Обертовий момент на вхідному валу передньої бабки:
При короткочасному перевантаженні до 200 % максимальний обертовий момент на ведучому валу :
Т1max = 2T1 = 2 ·15574=31148 Нм
Передаточне відношення U=31752.
3.1.1. Сумарне число циклів навантаження зубців шестірні та колеса за строк служби передачі
N1= 1800 1h =1800·192634·18000 3 14 = 1987·108
N2=1800 2h = 1800·121368· 18000 3 14 = 12 52 ·108
Еквівалентні числа циклів навантаження зубців шестерні та колеса для розрахунку на контактну втому NHE і для розрахунків на втому при згині NFE із коефіцієнтаами інтенсивності КHE = 018 і КFE = 007 (див. табл.4.1 [I]).
NHE1 = КHE N1 = 0 18 ·1987 · 108 = 358 ·108 ;
NHE2 = КHE N2 = 0 18·12 52 ·108 = 225·108 ;
NFE1 = КFE N1 = 007·1987·108 = 138·108 ;
NFE2 = КFE N2 = 007·12 52 ·108 = 088·108 .
3.1.2. Матеріали зубчастих коліс .
Для виготовлення шестерні сталь 45Х із термообробкою – поліпшення (див. табл. 22.4 [I] ) ;За даними табл. 22.3 вибираємо: твердістьН1=280 НВ В1- 900 МПа Т1-750 МПа;
для колеса сталь45Х із термообробкою – поліпшення твердість Н2=245 НВ
В2- 790 МПа Т2-640 МПа.
3.1.3. Допустимі напруження для розрахунку зубчастоі передачі .
3.1.3.1. Допустимі контактні напруження .
Границі контактної витривалості зубців шесстерні та колеса (див. табл. 22.5 [I] ):
Н lim b 1 = 2 H1 + 70 = 2·280+70=630 MПа
Н lim b 2 = 2 H2 + 70 = 2·245+70=560 MПа
Базу випробувань для матеріалу шестерні та колеса визначаемо за формулою:
NН01 =30Н124 = 30 · 28024 = 224 ·107
NН02 =30Н224 = 30 · 24524 = 163 ·107
Коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса
Допустимі контактні напруження для зубців шестерні та колеса при коефіціенті ZR= 1 ( шорсткість поверхонь зубців Ra= 125 063)
та запасу sH= 11 знаходимо за формулами:
[]H1 = Н lim b 1 ZR КHL sH = 630 · 1 · 1 11 = 573MПа
[]H2 = Н lim b 2 ZR КHL sH = 560 · 1 · 1 11 = 509MПа
Для зубців прямозубої передачі розрахункове допустиме контактне напруження:
Допустиме граничне контактне напруження :
[]H max = 28T2 =28 ·640 = 1792Мпа .
3.1.3.2. Допустимі напнруження на згин .
Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань NFO = 4 ·106
(див. табл. 22.6 [I] ):
Н lim b 2 = 18H2 = 18·245 = 441 MПа .
Коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса КFL= 1 .
Допустимі напруження на згин для зубців шестерні та колеса при коефіціенті КFо= 1 ( нереверсивна передача) і коефіцієнті запасу sF= 22 визначаємо за формулами :
[]F2 = F lim b 2 KFo КHL sF = 441 · 1 · 1 22 = 200 MПа .
Для зубців шестерні та колеса граничне допустиме напруження на згин :
[]F2max = 48 H2 sF = 48 · 245 22 = 534 MПа .
3.1.4. Проектний розрахунок передачи.
Для проектного розрахунку попередньо беремо коефіцієнт ширини вінця ba= 040 і відповідно bd= 05 ba (u + 1) = 05 · 040 (31752+1) = 0.835 .
Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців
Допоміжний коефіцієнт Ка= 495 МПа 13 для сталевих прямозубих коліс.
Мінімальна міжосьова відстань передачі мм :
Вибираємо фактичну міжосьову відстань а=80 мм.
Число зубців шестерні Z1= 25 а число зубців колеса Z2= Z1u = 25 · 3.1752 = 7938 Приймаємо Z2=80
mn=2a (Z1+ Z2) = 2 · 80 (25+80) = 152 мм .
Стандартний модуль зубців mn = 15 .
Кут нахилу лінії зубців
cos = mn(Z1+ Z2) 2a = 2·(25+80) 2 ·90 = 1; = 0º
3.1.5. Попередні значення деяких параметрів передачі.
Ділильні діаметри шестерні та колеса будуть такі:
d1 = mnZ1cos = 15 ·25 1 =375 мм ;
d2 = mnZ2cos = 15 ·80 1 =120 мм .
Ширина зубчастих вінців
b2 = baa = 040 · 80 = 32 мм ;
b1= b2 + 2 = 32+2 =34 мм.
Колова швидкість зубчастих коліс
v = 05 1 d1 = 05 · 192634 · 375 ·10-3= 33 мс.
За даними табл. 22.2 [I] та на с. 273 [I] вибираємо 9-й ступінь точності ( nст=9 ) для всіх показників точності зубчастих коліс та передачі.
Коефіцієнт торцового перекриття визначаємо за формулою :
α=[188-32 (1 Z1+1 Z2)] cos = [188-32(125+180)] · 1=1712
Коефіцієнт осьового перекриття зубців дістаємо з формули :
= b2 sin ( mn)= 32 ·sin 0º(314 ·15) = 0
Колова сила у зачепленні зубчастих коліс :
Ft= FHt = FFt = 2T1 d1 = 2 · 15574 · 103 375 = 809 Н.
3.1.6. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому .
Для розрахунку попередньо визначимо такі коефіцієнти :
Zм= 275 МПа - коефіцієнт що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс ;
ZН = 177cos = 177· 1 = 177- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;
- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній
КНα = 116 – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубцями (див. табл. 23.3 [I] );
КН = 107 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців;
КНv = 13 – коефіцієнт динамічного навантаження (див. табл. 23.4 [I] ).
За формулою питома розрахункова колова сила :
Нt=( FHt b2) КНα КН КНv = (80932) 116 · 107 · 1 3 = 4081 Нмм.
Розрахункове контактне напруження :
Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується бо Н = 442 МПа []H =509 МПа .
3.1.7. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність.
Під час дії максимального навантаження за формулою
Контактна міцність зубців також забеспечується оскільки
Нmax = 62508 МПа [ ]H max =1792 МПа .
3.1.8. Розрахунок зубців на втому при згині .
Розрахункові коефіцієнти будуть такими:
YF1 =390 ; YF2 =361 – коефіцієнти форми зубців за табл. 23.5 [I] ;
Y= 1 – коефіцієнт перекриття зубців ;
Y=1-140=1-0140=1 – коефіцієнт нахилу зубців ;
КFα= [4+(α-1)(ncт – 5)] (4 α) = [4+(1712-1)(9-5)] (4 ·1712) = 10 – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубцями ;
КF= 112 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (див. рис. 23.8 [I] ) ;
КFv= 177 – коефіцієнт динамічного навантаження за табл. 23.4 [I].
Питома розрахункова колова сила :
Ft=( FFt b2) КFα КF КFv= (62332) 1 · 112 · 177 =3859 Нмм.
Розрахункове напруження згину у зубцях шестерні та колеса визначаємо за формулю:
F1= YF1 Y YFt mn=390 ·1· 1· 4081 15 = 1061 MПa;
F2= YF2 Y YFt mn=361 ·1· 1· 4081 15 = 982 MПa.
Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується оскільки розрахункові напруження згину менші від відповідних допустимих напружень []F1 = 229 МПа та []F2 = 200 МПа.
3.1.9. Розрахунок зубців на міцність при згині.
F2max = F2 (T1 maxT1F) = 982(303504151752) = 1964 МПа.
Міцність зубців на згин при дії максимального навантаження також забезпечується бо максимальні розрахунковві напруження менші від граничних допустимих напружень []F1max = 610 МПа та []F2max =534 МПа.
3.1.10.Розрахунок параметрів зубчастої передачі .
Розміри елементів зубців :
Висота головки зубця
hf = 125 mn = 125 · 15 = 1875 мм ;
h = 225 mn = 225 · 15 = 3375 мм;
с = 025 mn = 025 · 15 = 05 мм;
Розміри вінців зубчастих коліс :
ділильні діаметри d1 = 375мм і d2 = 120 мм (обчислені вище);
Діаметр вершин зубів:
da1= d1+ 2 mn =375+2 ·15=405 мм;
da2 = d2 + 2 mn =120 + 2 · 15= 123 мм;
Діаметр впадин зубів:
df1 = d1 – 25 mn = 375 – 25 · 15 =3375 мм;
df2 = d2 – 25 mn = 120 – 25 · 15 = 11625 мм;
Міжосьова відстань передачі:
a = 05 mn(Z1+Z2) cos = 05 · 15 · (25+80) 1 = 7875 мм.
3.1.11.Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі .
Колова сила Ft = 809 H (обчислена вище).
Радіальну силу визначаємо :
Fr = Ft tg αn cos = 809 tg 20º 1 = 294452 H .
Осьову силу дістаємо з формули:
Fa = Ft tg = 809 tg 0 = 0 H.
4 Попередній розрахунок валів
Передчасний розрахунок проводять на кручення по зниженим допустимим напруженням . Діаметр кінця вхідного валу при допустимому напруженні
[] = 20 МПа за формулою:
Приймаємо діаметр вихідного кінця веденого валу d1=20.
Ведучий вал виконуємо шліцевим.
Діаметри інших частин валів назначають виходячи із конструктивних міркувань при компоновці коробки швидкостей привода головного руху токарного напівавтомата.
5 Конструктивні розміри шестерні і колеса
Блок шестерней виконуємо суцільним заготовка-відливка:
d1 = 375 мм; dа = 64 мм; df = 3375 мм ; b1 = 34 мм.
Колесо: заготовка-поковка:
d2 = 120 мм; dа = 123 мм; df = 11625 мм ; b2 = 32 мм.
діаметр маточни: dм = 18 dо =18 · 20 = 36 мм ;
приймаємо lм = 40 мм .
6 Конструктивні розрахунки корпусу редуктора
Товщина стінок корпуса та кришки:
Товщина верхнього фланця корпуса :
S=1.5 = 1.5 · 8 =12 мм .
Товщина нижнього фланця :
S2 = 23 = 23 · 8 = 184 мм .
Товщина фланця кришки :
S1= 15 =15 · 8 =12 мм .
Діаметр фундаментальних болтів:
d1= 0035аw+12 = 0035 · 78.75 + 12 = 14.75 мм.Приймаємо d1=16мм.
Число фундаментальних болтів :
Діаметр болтів стискаючих корпус і кришку :
d2 = 07 d1 = 07 · 16 = 112 мм
Діаметр болтів стискаючих корпус і кришок підшипників :
d2 = 07 d1 = 04 · 16 = 64 мм
Ширина опорних поверхонь нижноьго фланця кришки :
К= 35d1 =35 · 16 = 56 мм ;
m = K + 15 = 56 + 15 · 8 = 68 мм.
Товщина ребер корпуса :
С1 = 08 = 08 · 8= 64 мм .
Мінімальний зазор між колесом і корпусом
в=12=12 · 8 = 96 мм .
7 Перший етап компоновки редуктора
Перший етап компоновки передньої бабки токатного напівавтомату заключається в попередньому положенні зубчатих коліс валів підшипникових опор для наступного визначення реакцій та підбору підшипників.
Компоноване креслення виконується в одній проекції бажано в мірилі 1:1 в тонких лініях. Проводять в мірилі осьові лінії спрощено вимірюють колесо і шестерню їх ступиці вали.
Викреслюємо внутрішню стінку корпусу редуктора прийняв зазор між стінкою та шестернею при наявності ступиці зазор беремо від ступиці.
Приймаємо зазор від окружності вершин зубів коліс до внутрішньої стінки корпусу .
Попередньо намічаємо радіальні підшипники середньої серії габарити підшипників вибираємо по діаметру валу у місці посадки підшипників
№305 ГОСТ 8338-75 I вал :
d=25 мм;D= 72 мм;B= 19 мм.
№306 ГОСТ 8338-75 II вал :
d=30 мм;D= 62 мм;B= 16 мм.
№311 ГОСТ 8338-75 III вал :
d=30 мм;D= 72 мм;B= 19 мм.
Змащування підшипників здійснюється пластичним мастильним матеріалом. Глибина гнізда підшипника визначається за формулою:
Товщина фланцю кришки підшипника приймаємо приблизно рівне діаметру отворів кріплень кришки підшипників.
8 Перевірка довговічності підшипників
із попередніх розрахунків маємо:
Колова сила: Ft = 809 H;
Радіальна:Fr =294452 H.
У прямозубих зачепленнях осьове зусилля відсутнє:
У вертикальній площині:
7.76+31.48-294.4520 .
У горизонтальній площині:
RAy – Ft + RBy + Ftм = 0
9 – 809 + (– 65.4) + 135.420.
Сумарні радіальні реакції опор вала :
MAr = RAx · a = 262.76 · 32.5 = 8539.84 H · мм.
Ділянка 1: 0 ≤ x1 ≤ a = 32.5
Ділянка 2: 0 ≤ x2 ≤ c = 381
Ділянка 3: 0 ≤ x3 ≤ b = 2695
М = RВt x3 + Ftм (c + x3)
Сумарний згинаючий момент :
Підшипники навантажені нерівномірно.
Намічаємо радіальні кулькові підшипники №306 ГОСТ 8338-75 у котрих: d=30мм; D= 72 мм;B=19мм; C=28100 H; Co = 14600 H.
Еквівалентне динамічне навантаження:
Радіальне навантаження:
Обертається внутрішнє кільце:
K = 14 ; табл. 6.3. [III]
KT = 1. табл.6.4. [III]
Осьове навантаження відсутнє:
P= 1· 294452 · 14· 1 =41223 H ;табл.6.5.[III]
Номінальна довговічність:
де С- каталожна динамічна вантажопідйомність даного типорозміра підшипника Н ; Р – еквівалентне розрахункове навантаження на підшипникН; р – показник степеню для шарикопідшипників р=3
Розрахункова довговічність:
9 Перевірка міцності шпонкових з’єднань
Матеріал шпонки – Сталь45 нормалізована.
Напруження зминання та умова міцності визначається по формулі:
Допустиме напруження змину:
d=30 мм ;b=10 мм ;t1=33 мм; h =8 мм;
Момент на ведучому валі:
Матеріал – Сталь45 нормалізована допусками напружень зминання:
d=20 мм ;b=6 мм ;t1=28 мм; h =6 мм; lш =70 мм
Момент на валу: T = 23504 · 103 Нмм;
10 Уточнений розрахунок валів
Відомо що нормальне напруження від згину змінюють по симетричному циклу а дотичне від кручення від нульового (пульсійного).
Уточнений розрахунок складається із визначення коефіцієнту запасу міцності S для небезпечних перерізів вала в порівнянні їх з потрібними допустимими значеннями [S].
Міцність збережена якщо .
Розрахунок ведемо для більш підходящих небезпечних перерізів вала.
Матеріал -Сталь45 термічна обробка – покращення для якої Т = 363 МПа і В =598МПа (див. табл.3.1 [I] ) .
Номінальні напруження у перерізі А-А:
зг = 32 М ( · d3) = 32 · 254913 ( 314 · 303 ) = 962 МПа;
= 16Т ( · d3 ) = 16 ·15574 · 103 ( 314 · 303 ) = 293 МПа ;
Максимальне еквівалентне напруження при короткочасних перевантаженях
Е max = Е Кп = 1126 · 22 = 24772 МПа.
Допустиме еквівалентне напруження:
[]Е =08 Т = 08 · 363 = 290 МПа.
Умова статичної міцності вала виконується оскільки
Е max =24772 МПа []Е =290 МПа.
Переріз А-А. Це переріз при передачі обертових моментів від електродвигуна на муфту і потім на вхідний вал. Концентрацію напружень визиває наявність шпоночного пазу який утворюється пальцевою фрезою. Оскільки у перерізі А-А є нормальні та дотичні напруження то спочатку визначаємо s і s а відтак і загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності s
Границі втоми матеріалу вала:
-1 = 045 В = 045 · 598 = 269 МПа;
-1 = 025 В = 025 · 598 = 150 МПа.
Амплітуди нормальних і дотичних напружень :
а =М Wон =254913 2257 = 1129 МПа;
а = Т ( 2 Wрн ) = 15574 · 103 ( 2 · 4906) = 158 МПа.
У даному випадку моменти опору перерізу вала брали з урахуванням шпонкового паза
Wон = d3 32 – bшt1 (d- t1)2(2 d) = 314· 303 32 - 10 ·33·( 30- 33)2 (2 ·30)
Wрн = d3 16 – bшt1 (d- t1)2 (2 d) = 314· 303 16- 10 ·33·( 30- 33)2 (2 ·30)
Середні значення нормальних і дотичних напружень :
m = Fa2 ( d24- bшt1)= 0(314 ·30233-10 · 33) = 0 МПа;
m = а = 158 МПа. – для випадку передавання навантаження тільки в один бік.
Ефективні коефіцієнти концентрації напружень від шпонкового паза (див.табл. 31.2 [I]): К = 176 ; К = 154 .
Коефіцієнти що характеризують чуливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень; =002+2 · 10 -4 ·598 = 014;
= 05 = 05 · 014 = 007 .
Коефіцієнт що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала
за табл. 31.3 [I] Кd = 085 .
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними та дотичними напруженнями :
s = -1 (КаКd + m)= 269 ( 176 · 1129 085 + 014 · 0) =115 ;
s = -1 (КаКd + m)= 150 ( 154 · 158 085 + 007 · 158) =5045.
Загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності вала у перерізі А-А
Оскільки мінімальний допустимий коефіцієнт запасу міціності [s] min = 15 втомна міцність вала у перерізі А-А забезпечується . Коректування діаметра вала d = 30 мм не потрібне бо в нас є обмеження по розрахунках підшипників в реакціях.
11 Посадки зубчастих коліс та підшипників
Посадки зубчастих коліс та підшипників призначають у відповідності з ГОСТ 25347-82.
Посадки: а) шківа на вихідний вал: ;
б) шківа на II -й вал: ;
Посадки: а) блока шестерень на I вал : ;
б) колеса 123 на II вал : ;
Посадки: а) підшипників на вал обертання внутрішнє кільце посадки
б) зовнішнього кільця підшипників у гніздо корпусу та кришки Н7;
Цифрові дані відхилень посадок вибираємо відповідно діаметрам валів та діаметрів отворів відповідних квалітетів.
12 Вибір сорту мастила
Змащування зубчастого зачеплення проводять зануренням зубчастого колеса у мастило котре заливається в середину корпуса до необхідного рівня котре контролюється індикатором рівня. Рівень залитого мастила забезпечує занурення колеса приблизно на 10 12мм . Об’єм мастильної ванни V визначаємо із розрахунків 025 дм3 мастила на 1кВт передаючої потужності:
V = 025 · 3 = 075 дм3 .
По табл.51 [ II ] встановлюємо в’язкість мастила при контактних напруженнях:
Н1 =573 МПа ; Н2 =509 МПа .
рекомендована в’язкість мастила повинна приблизно дорівнювати:
По табл.53. [ II ] приймаємо мастило індустріальне леговане ИГП-182 ГОСТ 20799-75. Камери підшипників заповнюємо пластичним змащувальним матеріалом УТ-1 табл.6.11. [ III ] періодично доповнюючи його шприцем через прес-маслянки.
13. Заходи з охорони праці і тех. безпеки
З метою попередження травматизму необхідно своєчасно проводити технічне обслуговування привода передньої бабки токарного напівавтомату для підтримання його в працюючому стані .
Після виготовлення привода необхідно збезпечити пристрій ефективних загорож ремінної передачі
Забезпечити недоторканість до струмоведучих частин електродвигуна що знаходяться під напругою для випадкового дотику.
Робота без заземлення заборонено.
Особи обслуговуючі передню бабку токарного напівавтомату не повинен мати травми і хороби заважаючих роботі.
До роботи допускаються особи годні за станом здоров’я та які пройшли відповідні курси.
I.Павлище В.Т. «Основи конструювання та розрахунок деталей машин» Київ « Вища школа » 1993 р.
II.Цехнович Л.И. Петриченко И.П. « Атлас контрукции редукторов » Киев « Высшая школа » 1990 г.
III.КиркачН.Ф. Баласанян Р.А. « Расчет и проектирование деталей машин » Харьков « Основа » 1991 г.
IV.Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» в 3-х томах. - Москва «Машиностроение» 1980г.
V.Якушев А.И. «Взаимозаменяемость стандартизация и техничуские измерения » Москва « Машиностроение » 1979 г.
VI.Мягков В.Д. «Справочник допуски и посадки » 2 части . - Ленинград «Машиностроение » 1982 г.

icon ВАЛ МОЙcdw.cdw

ВАЛ МОЙcdw.cdw

icon rrr.frw

rrr.frw

icon ПГК_56.09.00.00_ЗВcdw.cdw

ПГК_56.09.00.00_ЗВcdw.cdw

icon ПГК_56.09.30.00_СК.cdw

ПГК_56.09.30.00_СК.cdw

icon ПГК_56.09.30.00_СП_1.cdw

ПГК_56.09.30.00_СП_1.cdw

icon ПГК_56.09.30.03_СП.cdw

ПГК_56.09.30.03_СП.cdw

icon ПГК_56.09.00.00_ПЗ.cdw

ПГК_56.09.00.00_ПЗ.cdw

icon ПГК_56.09.30.00_СП_1.cdw

ПГК_56.09.30.00_СП_1.cdw

icon ПГК_56.09.00.00_ПЗ.cdw

ПГК_56.09.00.00_ПЗ.cdw

icon ПГК_56.09.30.03_СП.cdw

ПГК_56.09.30.03_СП.cdw

icon ПГК_56.09.30.02.cdw

ПГК_56.09.30.02.cdw

icon ПГК_56.09.30.01.cdw

ПГК_56.09.30.01.cdw

icon ПГК_56.09.30.03_СК.cdw

ПГК_56.09.30.03_СК.cdw

icon ПГК_56.09.00.06.cdw

ПГК_56.09.00.06.cdw

icon корпус.cdw

корпус.cdw

icon Спец.doc

Привід передньої бабки
токарного напівавтомата
П.П.Б. 39.05.00.00.00. ВЗ
Привід передньої бабки
П.П.Б. 39.05.00.00.00. ПЗ
Пояснувальна записка
П.П.Б. 39.05.10.00.00. ПЗ
Коробка перемінних передач
П.П.Б. 39.05.13.00.00. ПЗ
П.П.Б. 39.05.00.00.00

icon Спец пз1.doc

Документація по деталям
П.П.Б.39.05.10.00.01
П.П.Б.39.05.13.00.01
П.П.Б.39.05.13.00.02
П.П.Б.39.05.00.00.00. ТП.

icon Задание.doc

Кіровоградський Національний Технічний Університет
Технічне завдання на проект по Деталях машин
Студент Ткач С.В. гр. МВ-04
Спроектувати передню бабку токарного напівавтомату
P вих.-потужність квт 9
N max- частота обертання обхв 950
Строк служби Lh год 18000
Маломуж Г.. Керівник проекту

icon Вступ.doc

Проект передньої бабки токарного напівавтомату розроблено на основі технічного завдання 39.05 розробленого кафедрою ДМ і ТМ” КНТУ та запропонованого для проектування.
Призначення та область використання спроектованого приводу.
Виріб призначений для приводу передньої бабки токарного напівавтомату що застосовуються на металообробних підприємствах .
Технічна характеристика
Рвих кВт - потужність на вихідному валі 9
nвих.max обхв. – частота обертання вихідного вала 950
Тип пасової передачі ..зубчаста
Lh год -строк служби . 18000
TmaxTном -короткочасне перевантаження 16
Опис та обрунтування вибраної конструкції та розрахунки
підтверджуючі її надійність і довговічність.
1. Вибір електродвигуна
1.1. Визначаємо необхідну потужність ел. двигуна
де - коефіціент корисної дії привода
Визначаємо ККД привода:
1.2. Знаходимо діапазон частоти обертання вала електродвигуна
Δ n дв.= n дв.max ÷ n дв. min
n дв.max = n вих .max. ·Uп.· Uз.п.· Uз.п.1= 950 · 153 · 2 · 4 = 11626 обхв.
n дв. min = n вих. min ·Uп.· Uз.п.· Uз.п.3 = 237 · 153 · 2 · 1 = 72522 обхв.
Мінімальна частота обертання на вихідному валу
З умови n дв. min ≤ nдв. ≤ n дв.max
Приймаємо електродвигун:
Сінхронна частота обертів 3000 хв-1
Потужність Р= 11 кВт
Тип двигуна 4А132М2У3
Частота обертання n = 2900 обхв
Параметри вибраного двигуна відповідають умові
1.3. Визначаемо загальне передаточне число привода по формулі
Загальне передаточне число розбиваємо за ступенями:
де - передаточне число пасової передачі
- передаточне число постійної зубчатої передачі
- передаточне число перемінної зубчатої передачі
1.4. Знаходимо частоту обертання кожного вала привода
Частота обертів ел.двигуна:
Частота обертів на вхідному валу передньої бабки:
де Uпас. - передаточне число пасової передачі
Частота обертів на проміжному валу передньої бабки:
де Uц.пост. - передаточне число постійної зубчатої передачі
Частота обертів на вихідному валу передньої бабки на 1 передачі:
де Uц.пер.1- передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на вихідному валу передньої бабки а на 2 передачі:
Частота обертів на вихідному валу передньої бабки на 3 передачі:
1.5. Знаходимо потужність на кожному валу
Потужність електродвигуна:
Потужність на вхідному валу передньої бабки:
Потужність на проміжному валу передньої бабки:
Потужність на вихідному валу передньої бабки :
1.6. Визначаємо крутний момент на кожному валу
Крутний момент на валу електродвигуна:
де кутова швидкість на валу електродвигуна:
Крутний момент на вхідному валу передньої бабки:
де кутова швидкість на вхідному валу передньої бабки :
Крутний момент на проміжному валу передньої бабки:
де кутова швидкість на проміжному валу передньої бабки:
Крутний момент на вихідному валу передньої бабки на 1 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу передньої бабки на 1 передачі:
Крутний момент на вихідному валу передньої бабки на 2 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу передньої бабки на 2 передачі:
Крутний момент на вихідному валу передньої бабки на 3 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу передньої бабки на 3 передачі:
2 Розрахунок ремінної передачі та конструювання шківів :
Вихідні дані з попередньо проведених розрахунків:
Потужність яка передаеться
Частота обертання ведучого шківа обхв: n1=2900
Частота обертання веденого шківа обхв: n2=18954
Пускове навантаження – до 150% нормального
Робоче навантаження з незначними поштовхами
Момент на швидкохідному валу Нм : Т1 = 36
2.1. Зубчасті паси по нормалі ОН6-07-5-63 НИИРП-ЭНИМС згідно
моменту та потужності яка передається приймаємо модуль мм:
2.2. За параметрами шківів приймаємо число зубців меншого шківа :
2.3. Число зубців більшого шківа :
Z2 = U · Z1 = 153 · 22 = 34
2.4. Розрахункові діаметри шківів мм :
d1 = m · Z1 = 5 · 22 = 110
d2 = m · Z2 = 5 · 34 = 170
2.5. Визначаемо міжосьову відстань мм :
amin= 05 · (d1 + d2) = 05 · (110+170) = 875
amax= 2 · (d1 +d2) = 560
2.6 Визначаемо довжину паса мм.
2.7. Визначаемо число зубців паса :
де l – довжина паса мм :
2.8. Кінцева довжина паса мм :
Zр- число зубців паса.
l = 3 14 · 5 · 80 = 1256
2.9. Визначаемо міжосьову відстань по кінцевій прийнятій
2.10. Визначаемо половину кута сходження віток град :
2.11. Визначаемо кут обхвату меншого шківа град :
α = 180 – 2 · 4227 = 171546
2.12. Визначаемо число зубців паса які знаходяться одночасно в зачепленні з ведучим шківом :
Перевіряємо виконання умови : Z0 ≥ 6 – умова виконується.
де α – кут обхвата пасом меншого шківа
Z1 – кількість зубців ведучого шківа
2.13. Допустима колова сила при заданих умовах роботи Нмм :
Ср – коефіцієнт дінамічності режима навантаження
Си – коефіцієнт передаточного числа
Сz – коефіцієнт числа зубців що знаходяться в зачепленні
– питома колова сила яка передається
Ср = 09; Си = 1; Сz = 1; 0 = 35;
tд = 0 · Ср · Си · Сz
tд = 35 · 09 · 1 · 1 = 315
2.14. Шивдкість паса мс :
2.15. Визанчаємо колову силу Н :
де Р1 – потужність яка передається кВт;
2.16. Визначаємо ширину паса мм :
згідно табл. зубчасті паси по нормалі ОН6-07-5-63 НИИРП-ЭНИМС
де q – маса 1-го погоного метра паса ширриною 10 мм кг :
V – швідкість паса мс;
tд – допустима колова сила Нмм
Розрахункове значення заокруглюємо до найближчого нормального за табл.
зубчасті паси по нормалі ОН6-07-5-63 НИИРП-ЭНИМС п.5 b= 25 і при
цьому повинна виконуватися умова: b ≤ d1
2.17. Ширина шківа без бортів мм:
B = b + m = 25 + 5 = 30
2.18. Сила яка діє на вали передачі Н :
Q = 1 2 · Ft = 1 2 · 659 =790 8
2.19. Попередній натяг паса для усунення зазорів в зачепленні повинен перевищувати центробіжні сили .
де b– ширина паса мм ;
V- швидкість паса мс;
q - маса 1 м паса шириною 10 мм кг ;
S0 = 11 · 0075 · 25 · 16692 =574522.
da1= d1 – 2 · Δ + K = 110 - 2· 1 3 + 0 12 = 107 52
da2= d2 – 2 · Δ + K = 170 - 2· 1 3 + 0 13 = 167 53
Внутрішні діаметри шківів df мм
df1 = Δ· da1 - 1 8 = 1 3 · 107 52 – 1 8 = 137976
df2 = da2 - 1 8 = 167 53 – 1 8 = 165 73
Крок зубців по зовнішній поверхні Ра мм : Ра = · da z
Pa1 = 314 · 10752 22 = 15346
Pa2 = 314 · 16753 34 = 1547
Кут профіля прямобоких зубців 2φ : 2φ = 50º ±2º
Довжина зуба по зовнішноьму колу Sa мм :
Sa = Pa – (S + 2 · h · tg φ + f cos φ)
де S і h – розміри пасу
f - Бічний зазор; S = m
Sa1 = 15346 – ( 5 + 2 · 15 · tg25 + 15 cos25) = 589
Sa2 = 1547 – ( 5 + 2 ·15 · tg25 + 15 cos25) = 6
3 Розрахунок зубчаcтої передачі
Данні для розрахунку:
Кутова швидкість вхідного валу передньої бабки:
Кутова швидкість на проміжному валу передньої бабки:
Обертовий момент на вхідному валу передньої бабки:
При короткочасному перевантаженні до 200 % максимальний обертовий момент на ведучому валу :
Т1max = 2T1 = 2 ·52=104 Нм
Передаточне відношення U=2.
3.1.1. Сумарне число циклів навантаження зубців шестірні та колеса за строк служби передачі
N1= 1800 1h =1800·198 4·18000 3 14 = 2047·108
N2=1800 2h = 1800·99 2 · 18000 3 14 = 10 24 ·108
Еквівалентні числа циклів навантаження зубців шестерні та колеса для розрахунку на контактну втому NHE і для розрахунків на втому при згині NFE із коефіцієнтаами інтенсивності КHE = 08 і КFE = 007 (див. табл.4.1 [I]).
NHE1 = КHE N1 = 0 18 ·20 47 · 108 = 368 ·108 ;
NHE2 = КHE N2 = 0 18·1024 ·108 = 184·108 ;
NFE1 = КFE N1 = 007·2047·108 = 143·108 ;
NFE2 = КFE N2 = 007·1024·108 = 072·108 .
3.1.2. Матеріали зубчастих коліс .
Для виготовлення шестерні сталь 45Х із термообробкою – поліпшення (див. табл. 22.4 [I] ) ;За даними табл. 22.3 вибираємо: твердістьН1=280 НВ В1- 900 МПа Т1-750 МПа;
для колеса сталь45Х із термообробкою – поліпшення твердість Н2=245 НВ
В2- 790 МПа Т2-640 МПа.
3.1.3. Допустимі напруження для розрахунку зубчастоі передачі .
3.1.3.1. Допустимі контактні напруження .
Границі контактної витривалості зубців шесстерні та колеса (див. табл. 22.5 [I] ):
Н lim b 1 = 2 H1 + 70 = 2·280+70=630 MПа
Н lim b 2 = 2 H2 + 70 = 2·245+70=560 MПа
Базу випробувань для матеріалу шестерні та колеса визначаемо за формулою:
NН01 =30Н124 = 30 · 28024 = 224 ·107
NН02 =30Н224 = 30 · 24524 = 163 ·107
Коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса
Допустимі контактні напруження для зубців шестерні та колеса при коефіціенті ZR= 1 ( шорсткість поверхонь зубців Ra= 125 063)
та запасу sH= 11 знаходимо за формулами:
[]H1 = Н lim b 1 ZR КHL sH = 630 · 1 · 1 11 = 573MПа
[]H2 = Н lim b 2 ZR КHL sH = 560 · 1 · 1 11 = 509MПа
Для зубців косозубої передачі розрахункове допустиме контактне напруження:
[]H=045 ([]H1 +[]H2 ) = 045(573+509)= 4869 МПа.
Допустиме граничне контактне напруження :
[]H max = 28T2 =28 ·640 = 1792Мпа .
3.1.3.2. Допустимі напнруження на згин .
Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань NFO = 4 ·106
(див. табл. 22.6 [I] ):
Н lim b 2 = 18H2 = 18·245 = 441 MПа .
Коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса КFL= 1 .
Допустимі напруження на згин для зубців шестерні та колеса при коефіціенті КFо= 1 ( нереверсивна передача) і коефіцієнті запасу sF= 22 визначаємо за формулами :
[]F2 = F lim b 2 KFo КHL sF = 441 · 1 · 1 22 = 200 MПа .
Для зубців шестерні та колеса граничне допустиме напруження на згин :
[]F2max = 48 H2 sF = 48 · 245 22 = 534 MПа .
3.1.4. Проектний розрахунок передачи.
Для проектного розрахунку попередньо беремо коефіцієнт ширини вінця ba= 040 і відповідно bd= 05 ba (u + 1) = 05 · 040 (2+1) = 060 .
Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців
Допоміжний коефіцієнт Ка= 430 МПа 13 для сталевих косозубих коліс.
Мінімальна міжосьова відстань передачі мм :
Вибираємо фактичну міжосьову відстань а=90 мм. Кут нахилу лінії зубців попередньо беремо = 15º.
Число зубців шестерні Z1= 30 а число зубців колеса Z2= Z1u = 30 · 2 = 60
mn=2a cos (Z1+ Z2) = 2 · 90 · cos15º (30+60) = 193 мм .
Стандартний модуль зубців mn = 2 .
Фактичний кут нахилу лінії зубців
cos = mn(Z1+ Z2) 2a = 2·(30+60) 2 ·90 = 1; = 0º
3.1.5. Попередні значення деяких параметрів передачі.
Ділильні діаметри шестерні та колеса будуть такі:
d1 = mnZ1cos = 2 ·30 1 =60 мм ;
d2 = mnZ2cos = 2 ·60 1 =120 мм .
Ширина зубчастих вінців
b2 = baa = 040 · 90 = 36 мм ;
b1= b2 + 2 = 36+2 =38 мм.
Колова швидкість зубчастих коліс
v = 05 1 d1 = 05 · 1984 · 60 ·10-3= 6 мс.
За даними табл. 22.2 [I] та на с. 273 [I] вибираємо 8-й ступінь точності ( nст=8 ) для всіх показників точності зубчастих коліс та передачі.
Коефіцієнт торцового перекриття визначаємо за формулою :
α=[188-32 (1 Z1+1 Z2)] cos = [188-32(130+160)] · 1=172
Коефіцієнт осьового перекриття зубців дістаємо з формули :
= b2 sin ( mn)= 36 ·sin 0º(314 ·2) = 0
Колова сила у зачепленні зубчастих коліс :
Ft= FHt = FFt = 2T1 d1 = 2 · 52 · 103 60 = 1733 Н.
3.1.6. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому .
Для розрахунку попередньо визначимо такі коефіцієнти :
Zм= 275 МПа - коефіцієнт що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс ;
ZН = 177cos = 177· 1 = 177- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;
- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній
КНα = 107 – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубцями (див. табл. 23.3 [I] );
КН = 107 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців;
КНv = 103 – коефіцієнт динамічного навантаження (див. табл. 23.4 [I] ).
За формулою питома розрахункова колова сила :
Нt=( FHt b2) КНα КН КНv = (173336) 107 · 107 · 103 = 5677 Нмм.
Розрахункове контактне напруження :
Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується бо Н = 441 МПа []H =4896 МПа і лежить у допустимих межах(див. табл. 23.3 [I]) .
3.1.7. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність.
Під час дії максимального навантаження за формулою
Контактна міцність зубців також забеспечується оскільки
Нmax = 624 МПа [ ]H max =1792 МПа .
3.1.8. Розрахунок зубців на втому при згині .
Розрахункові коефіцієнти будуть такими:
YF1 =390 ; YF2 =360 – коефіцієнти форми зубців за табл. 23.5 [I] ;
Y= 1 – коефіцієнт перекриття зубців ;
Y=1-140=1-0140=1 – коефіцієнт нахилу зубців ;
КFα= [4+(α-1)(ncт – 5)] (4 α) = [4+(172-1)(8-5)] (4 ·172) = 09 – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубцями ;
КF= 112 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (див. рис. 23.8 [I] ) ;
КFv= 110 – коефіцієнт динамічного навантаження за табл. 23.4 [I].
Питома розрахункова колова сила :
Ft=( FFt b2) КFα КF КFv= (173336) 09 · 112 · 110 =5338 Нмм.
Розрахункове напруження згину у зубцях шестерні та колеса визначаємо за формулю:
F1= YF1 Y YFt mn=390 ·1· 1· 5338 2 = 104 MПa;
F2= YF2 Y YFt mn=360 ·1· 1· 5338 2 = 96 MПa.
Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується оскільки розрахункові напруження згину менші від відповідних допустимих напружень []F1 = 229 МПа та []F2 = 200 МПа.
3.1.9. Розрахунок зубців на міцність при згині.
F2max = F2 (T1 maxT1F) = 96(10452) = 192 МПа.
Міцність зубців на згин при дії максимального навантаження також забезпечується бо максимальні розрахунковві напруження менші від граничних допустимих напружень []F1max = 610 МПа та []F2max =534 МПа.
3.1.10.Розрахунок параметрів зубчастої передачі .
Розміри елементів зубців :
Висота головки зубця
hf = 125 mn = 125 · 2 = 25 мм ;
h = 225 mn = 225 · 2 = 45 мм;
с = 025 mn = 025 · 2 = 05 мм;
Розміри вінців зубчастих коліс :
ділильні діаметри d1 = 60мм і d2 = 120 мм (обчислені вище);
Діаметр вершин зубів:
da1= d1+ 2 mn =60+2 ·2=64 мм;
da2 = d2 + 2 mn =120 + 2 · 2= 124 мм;
Діаметр впадин зубів:
df1 = d1 – 25 mn = 60 – 25 · 2 =55 мм;
df2 = d2 – 25 mn = 120 – 25 · 2 = 115 мм;
Міжосьова відстань передачі:
a = 05 mn(Z1+Z2) cos = 05 · 2 · (30+60) 1 = 90 мм.
3.1.11.Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі .
Колова сила Ft = 1733 H (обчислена вище).
Радіальну силу визначаємо :
Fr = Ft tg αn cos = 1733 tg 20º 1 = 631 H .
Осьову силу дістаємо з формули:
Fa = Ft tg = 1733 tg 0 = 0 H.
Розрахунок зубчаcтої передачі
Кутова швидкість проміжного валу передньої бабки:
Кутова швидкість на вихідному валу передньої бабки:
Обертовий момент на проміжному валу передньої бабки:
Т1max = 2T1 = 2 ·1007 = 2014 Нм
Передаточне відношення U=4.
3.2.1. Сумарне число циклів навантаження зубців шестірні та колеса за строк служби передачі
N1= 1800 1h =1800·992·18000 3 14 = 1024·108
N2=1800 2h = 1800·247 · 18000 3 14 = 25 ·108
NHE1 = КHE N1 = 0 18 ·1024 · 108 = 184 ·108 ;
NHE2 = КHE N2 = 0 18·25 ·108 = 045·108 ;
NFE1 = КFE N1 = 007·1024·108 = 072·108 ;
NFE2 = КFE N2 = 007·25·108 = 018·108 .
3.2.2. Матеріали зубчастих коліс .
Для виготовлення шестерні сталь 45Х із термообробкою – поліпшення (див. табл. 22.4 [I] ); За даними табл. 22. 3 [I] : твердість Н1=300 НВ В1- 900 МПа Т1-750 МПа;
для колеса сталь45Х із термообробкою – поліпшення твердість Н2=265 НВ
3.2.3. Допустимі напруження для розрахунку зубчастоі передачі .
3.2.3.1. Допустимі контактні напруження .
Границі контактної витривалості зубців шесстерні та колеса
(див. табл. 22.5 [I] ) :
Н lim b 1 = 2 H1 + 70 = 2·300+70=670 MПа
Н lim b 2 = 2 H2 + 70 = 2·265+70=600 MПа
NН01 =30Н124 = 30 · 30024 = 26 ·107
NН02 =30Н224 = 30 · 26524 = 196 ·107
Допустимі контактні напруження для зубців шестерні та колеса при коефіціенті ZR= 1 ( шорсткість поверхонь зубців Ra= 125 063) та запасу sH=11 знаходимо за формулами:
[]H1 = Н lim b 1 ZR КHL sH = 670 · 1 · 1 11 = 609 MПа
[]H2 = Н lim b 2 ZR КHL sH = 600 · 1 · 1 11 = 545 MПа
[]H=045 ([]H1 +[]H2 ) = 045(609+545)= 519 МПа.
3.2.3.2. Допустимі напнруження на згин .
Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань NFO = 4 ·106
Н lim b 2 = 18H2 = 18·265 = 477 MПа .
[]F2 = F lim b 2 KFo КHL sF = 477 · 1 · 1 22 = 217 MПа .
[]F2max = 48 H2 sF = 48 · 265 22 = 578 MПа .
3.2.4. Проектний розрахунок передачи.
Для проектного розрахунку попередньо беремо коефіцієнт ширини вінця ba=040 і відповідно bd= 05 ba (u + 1) = 05 · 040 (4+1) = 1 .
фактичну міжосьову відстань а=135 мм. Кут нахилу лінії зубців попередньо беремо = 15º.
Число зубців шестерні Z1= 27 а число зубців колеса Z2= Z1u = 27 · 4 = 108
mn=2a cos (Z1+ Z2) = 2 · 135· cos15º (27+108) = 193 мм .
cos = mn(Z1+ Z2) 2a = 2·(27+108) 2 ·135 = 1; = 0º
3.2.5. Попередні значення деяких параметрів передачі.
d1 = mnZ1cos = 2 ·27 1 =54 мм ;
d2 = mnZ2cos = 2 ·60 1 =216 мм .
b2 = baa = 040 · 135 = 54 мм ;
b1= b2 + 2 = 54+2 =56 мм.
v = 05 1 d1 = 05 · 992 · 54 ·10-3= 27 мс.
За даними табл. 22. 2 [I] та на с. 273 [I] вибираємо 8-й ступінь точності ( nст=8) для всіх показників точності зубчастих коліс та передачі.
α=[188-32 (1 Z1+1 Z2)] cos = [188-32(127+1108)] · 1=172
= b2 sin ( mn)= 54 ·sin 0º(314 ·2) = 0
Ft= FHt = FFt = 2T1 d1 = 2 · 1007 · 103 54 = 3730 Н.
3.2.6. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому .
ZН = 177cos = 177 · 1 = 177- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;
Нt=( FHt b2) КНα КН КНv = (373054) 107 · 107 · 103 = 8146 Нмм.
Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується бо Н = 508 МПа []H =519 МПа і лежить у допустимих межах (див. табл. 23.3 [I]).
3.2.7. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність.
Нmax = 718 МПа [ ]H max =1792 МПа .
3.2.8. Розрахунок зубців на втому при згині .
КF= 112 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (див. рис. 23.8 [I] );
КFv= 110 – коефіцієнт динамічного навантаження (за табл. 23.4 [I]).
Ft=( FFt b2) КFα КF КFv= (373054) 09 · 112 · 110 =7659 Нмм.
F1= YF1 Y YFt mn=390 ·1· 1· 7659 2 = 149 Mпa;
F2= YF2 Y YFt mn=360 ·1· 1· 7659 2 = 138 Mпa.
Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується оскільки розрахункові напруження згину менші від відповідних допустимих напружень []F1 = 246 МПа та []F2 = 217 МПа.
3.2.9. Розрахунок зубців на міцність при згині.
F2max = F2 (T1 maxT1F) = 138(20141007) = 276 МПа.
Міцність зубців на згин при дії максимального навантаження також забезпечується бо максимальні розрахунковві напруження менші від граничних допустимих напружень []F1max = 655 МПа та []F2max =578 МПа.
3.2.10. Розрахунок параметрів зубчастої передачі.
ділильні діаметри d1 = 54мм і d2 = 216 мм (обчислені вище);
da1= d1+ 2 mn =54+2 ·2=58 мм;
da2 = d2 + 2 mn =216 + 2 · 2= 220 мм;
df1 = d1 – 25 mn = 54 – 25 · 2 =49 мм;
df2 = d2 – 25 mn = 220 – 25 · 2 = 211 мм;
a = 05 mn(Z1+Z2) cos = 05 · 2 · (27+108) 1 = 135 мм.
3.2.11. Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі .
Колова сила Ft = 3730 H (обчислена вище).
Fr = Ft tg αn cos = 3730 tg 20º 1 = 1358 H .
Fa = Ft tg = 3730 tg 0 = 0 H.
4 Попередній розрахунок валів
Передчасний розрахунок проводять на кручення по зниженим допустимим напруженням . Діаметр кінця вхідного валу при допустимому напруженні
[] = 20 МПа за формулою:
Приймаємо діаметр вхідного кінця ведучого валу d1=25.
Ведучий вал виконуємо разом із шестернею:
Діаметри інших частин валів назначають виходячи із конструктивних міркувань при компоновці передрьої бабки токарного напівавтомату
5 Конструктивні розміри шестерні і колеса
Шестерню виконуємо разом із валом заготовка-поковка:
d1 = 60 мм; dа = 64 мм; df = 55 мм ; b1 = 38 мм.
Колесо: заготовка-поковка:
d2 = 120 мм; dа = 124 мм; df = 115 мм ; b2 = 36 мм.
діаметр маточни: dм = 18 dо =18 · 45 = 81 мм ;
приймаємо lм = 42 мм .
о = 4m = 4 · 2 = 8 мм ;
Товщина диску: С = 03b2 = 03 · 36 = 11 мм.;
6 Конструктивні розрахунки корпусу редуктора
Товщина стінок корпуса та кришки:
Товщина верхнього фланця корпуса :
S=1.5 = 1.5 · 8 =12 мм .
Товщина нижнього фланця :
S2 = 23 = 23 · 8 = 184 мм .
Товщина фланця кришки :
S1= 15 =15 · 8 =12 мм .
Діаметр фундаментальних болтів:
d1= 0035аw+12 = 0035 · ( 90+135) + 12 = 20 мм.
Число фундаментальних болтів :
Діаметр болтів стискаючих корпус і кришку :
d2 = 07 d1 = 07 · 20 = 14 мм
Діаметр болтів стискаючих корпус і кришок підшипників :
d2 = 07 d1 = 04 · 20 = 8 мм
Ширина опорних поверхонь нижноьго фланця кришки :
К= 35d1 =35 · 20 = 70 мм ;
m = K + 15 = 70 + 15 · 8 = 82 мм.
Товщина ребер корпуса :
С1 = 08 = 08 · 8= 64 мм .
Мінімальний зазор між колесом і корпусом
в=12=12 · 8 = 96 мм .
7 Перший етап компоновки редуктора
Перший етап компоновки передньої бабки токатного напівавтомату заключається в попередньому положенні зубчатих коліс валів підшипникових опор для наступного визначення реакцій та підбору підшипників.
Компоноване креслення виконується в одній проекції бажано в мірилі 1:1 в тонких лініях. Проводять в мірилі осьові лінії спрощено вимірюють колесо і шестерню їх ступиці вали.
Викреслюємо внутрішню стінку корпусу редуктора прийняв зазор між стінкою та шестернею при наявності ступиці зазор беремо від ступиці.
Приймаємо зазор від окружності вершин зубів коліс до внутрішньої стінки корпусу .
Попередньо намічаємо радіальні підшипники середньої серії габарити підшипників вибираємо по діаметру валу у місці посадки підшипників №306 ГОСТ 8338-75 I вал :
d=30 мм;D= 72 мм;B= 19 мм.
№307 ГОСТ 8338-75 II вал :
d=35 мм;D= 80 мм;B= 21 мм.
№311 ГОСТ 8338-75 III вал :
d=55 мм;D= 120 мм;B= 29 мм.
Змащування підшипників здійснюється пластичним мастильним матеріалом. Глибина гнізда підшипника визначається за формулою:
Товщина фланцю кришки підшипника приймаємо приблизно рівне діаметру отворів кріплень кришки підшипників.
8 Перевірка довговічності підшипників
із попередніх розрахунків маємо:
Колова сила: Ft = 1733 H;
Радіальна:Fr =631 H.
У прямозубих зачепленнях осьове зусилля відсутнє:
У вертикальній площині:
У горизонтальній площині:
33 - 518 - 1215 = 0.
Сумарні радіальні реакції опор вала :
MBt = RBy · b = 121528 · 475 = 577258 H · мм ;
MAt = RAy · a = 51772 · 1115 = 577258 H · мм .
Сумарний згинаючий момент :
Підшипники навантажені рівномірно.
Намічаємо радіальні кулькові підшипники №306 ГОСТ 8338-75 у котрих: d=30мм ; D= 72 мм;B=19 мм; C=28100 H; Co = 14600 H.
Еквівалентне динамічне навантаження:
Радіальне навантаження:
Обертається внутрішнє кільце:
K = 14 ; табл. 6.3. [III]
KT = 1. табл.6.4. [III]
Осьове навантаження відсутнє:
P= 1· 631· 14· 1 =8834 H ;табл.6.5.[III]
Номінальна довговічність:
де С- каталожна динамічна вантажопідйомність даного типорозміра підшипника Н ; Р – еквівалентне розрахункове навантаження на підшипникН; р – показник степеню для шарикопідшипників р=3
Розрахункова довговічність:
9 Перевірка міцності шпонкових з’єднань
Матеріал шпонки – Сталь45 нормалізована.
Напруження зминання та умова міцності визначається по формулі:
Допустиме напруження змину при чавунній ступиці:
d=25 мм ;b=8 мм ;t1=4 мм; h =7 мм;
lш =28 мм - при ширині шківу 30мм.
Момент на ведучому валі:
Матеріал – Сталь45 нормалізована допусками напружень зминання:
Перевіряємо шпонку під шестернею:
d=45 мм ;b=14 мм ;t1=55 мм; h =9 мм; lш =50 мм
Момент на валу: T = 1007 · 103 Нмм;
d=50 мм ;b=14 мм ;t1=55 мм; h =9 мм; lш =63 мм
Момент на валу: T = 3923 · 103 Нмм;
10 Уточнений розрахунок валів
Відомо що нормальне напруження від згину змінюють по симетричному циклу а дотичне від кручення від нульового (пульсійного).
Уточнений розрахунок складається із визначення коефіцієнту запасу міцності S для небезпечних перерізів вала в порівнянні їх з потрібними допустимими значеннями [S].
Міцність збережена якщо .
Розрахунок ведемо для більш підходящих небезпечних перерізів вала.
Так як вал виконаний в разом із шестернею (вал-шестерня) то матеріал відповідно такий же як і на шестерні мається на увазі що:
Сталь45Х термічна обробка – покращення для якої Т = 363 МПа і В =598МПа (див. табл.3.1 [I] ) .
Номінальні напруження у перерізі А-А:
зг = 32 М ( · d3) = 32 · 61433 ( 314 · 253 ) = 40 МПа;
= 16Т ( · d3 ) = 16 ·52 · 103 ( 314 · 253 ) = 17 МПа ;
Максимальне еквівалентне напруження при короткочасних перевантаженях
Е max = Е Кп = 525 · 22 = 1155 МПа.
Допустиме еквівалентне напруження:
[]Е =08 Т = 08 · 363 = 290 МПа.
Умова статичної міцності вала виконується оскільки
Е max =1155 МПа []Е =290 МПа.
Переріз А-А. Це переріз при передачі обертових моментів від електродвигуна через шків розрахований на кручення. Концентрацію напружень визиває наявність шпоночного пазу який утворюється пальцевою фрезою. Оскільки у перерізі А-А є нормальні та дотичні напруження то спочатку визначаємо s і s а відтак і загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності s
Границі втоми матеріалу вала:
-1 = 045 В = 045 · 598 = 269 МПа;
-1 = 025 В = 025 · 598 = 150 МПа.
Амплітуди нормальних і дотичних напружень :
а =М Wон =61433 1252 = 49 МПа;
а = Т ( 2 Wрн ) = 52 · 103 ( 2 · 2786) = 93 МПа.
У даному випадку моменти опору перерізу вала брали з урахуванням шпонкового паза
Wон = d3 32 – bшt1 (d- t1)2(2 d) = 314· 253 32 - 8 ·4·( 25- 4)2 (2 ·25) =1252 мм3;
Wрн = d3 16 – bшt1 (d- t1)2 (2 d) = 314· 253 16- 8 ·4·( 25- 4)2 (2 ·25) =2786 мм3.
Середні значення нормальних і дотичних напружень :
m = Fa2 ( d24- bшt1)= 0(314 ·2524-8 · 4) = 0 МПа;
m = а = 93 МПа. – для випадку передавання навантаження тільки в один бік.
Ефективні коефіцієнти концентрації напружень від шпонкового паза (див.табл. 31.2 [I]): К = 176 ; К = 154 .
Коефіцієнти що характеризують чуливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень; =002+2 · 10 -4 ·598 = 014;
= 05 = 05 · 014 = 007 .
Коефіцієнт що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала
за табл. 31.3 [I] Кd = 080 .
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними та дотичними напруженнями :
s = -1 (КаКd + m)= 269 ( 176 · 49 080 + 014 · 0) =25 ;
s = -1 (КаКd + m)= 150 ( 154 · 93 080 + 007 · 93) =81.
Загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності вала у перерізі А-А
Оскільки мінімальний допустимий коефіцієнт запасу міціності [s] min = 15 втомна міцність вала у перерізі А-А забезпечується . Коректування діаметра вала d = 25 мм не потрібне бо загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності ставить 15 - 25 .
11 Посадки зубчастих коліс та підшипників
Посадки зубчастих коліс та підшипників призначають у відповідності з ГОСТ 25347-82.
Посадки: а) шківа на вал електродвигуна: ;
б) шківа на вал передньої бабки: ;
Посадки: а) шестерні на I вал передньої бабки:;
б) колеса на II вал передньої бабки:;
в) шестерні на II вал передньої бабки:;
г) колеса на III вал передньої бабки:;
Посадки: а) підшипників на вал обертання внутрішнє кільце посадки
б) зовнішнього кільця підшипників у гніздо корпусу та кришки Н7;
Цифрові дані відхилень посадок вибираємо відповідно діаметрам валів та діаметрів отворів відповідних квалітетів.
12 Вибір сорту мастила
Змащування зубчастого зачеплення проводять зануренням зубчастого колеса у мастило котре заливається в середину корпуса до необхідного рівня котре контролюється індикатором рівня. Рівень залитого мастила забезпечує занурення колеса приблизно на 10 12мм . Об’єм мастильної ванни V визначаємо із розрахунків 025 дм3 мастила на 1кВт передаючої потужності:
V = 025 · 11 = 275 дм3 .
По табл.51 [ II ] встановлюємо в’язкість мастила при контактних напруженнях:
Н1 =441 МПа ; Н2 =508 МПа .
V1 = 6 мс ; V2 = 27 мс .
рекомендована в’язкість мастила повинна приблизно дорівнювати:
По табл.53. [ II ] приймаємо мастило індустріальне леговане ИРП-85 ГОСТ 20799-75. Камери підшипників заповнюємо пластичним змащувальним матеріалом УТ-1 табл.6.11. [ III ] періодично доповнюючи його шприцем через прес-маслянки.
13. Заходи з охорони праці і тех. безпеки
З метою попередження травматизму необхідно своєчасно проводити технічне обслуговування привода передньої бабки токарного напівавтомату для підтримання його в працюючому стані .
Після виготовлення привода необхідно збезпечити пристрій ефективних загорож ремінної передачі
Забезпечити недоторканість до струмоведучих частин електродвигуна що знаходяться під напругою для випадкового дотику.
Робота без заземлення заборонено.
Особи обслуговуючі передню бабку токарного напівавтомату не повинен мати травми і хороби заважаючих роботі.
До роботи допускаються особи годні за станом здоров’я та які пройшли відповідні курси.
I.Павлище В.Т. «Основи конструювання та розрахунок деталей машин» Київ « Вища школа » 1993 р.
II.Цехнович Л.И. Петриченко И.П. « Атлас контрукции редукторов » Киев « Высшая школа » 1990 г.
III.КиркачН.Ф. Баласанян Р.А. « Расчет и проектирование деталей машин » Харьков « Основа » 1991 г.
IV.Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» в 3-х томах. - Москва «Машиностроение» 1980г.
V.Якушев А.И. «Взаимозаменяемость стандартизация и техничуские измерения » Москва « Машиностроение » 1979 г.
VI.Мягков В.Д. «Справочник допуски и посадки » 2 части . - Ленинград «Машиностроение » 1982 г.

icon Вал- шестерня.cdw

Вал- шестерня.cdw

icon шестерня.cdw

шестерня.cdw

icon общий.cdw

общий.cdw

icon 545.frw

545.frw

icon Фрагмент.frw

Фрагмент.frw

icon 2626.frw

2626.frw

icon 5.frw

5.frw

icon титул.doc

Міністерство освіти і науки України
Кіровоградський Національний Технічний Університет
ПРИВД ПЕРЕДНЬО БАБКИ ТОКАРНОГО НАПВАВТОМАТУ
Курсовий проект по деталях машин

icon 12.frw

12.frw

icon Спец Вал.doc

П.П.Б. 39.05.13.00.00. СК.
Складальне креслення
П.П.Б. 39.05.13.01.00.
Підшипник радіальний
П.П.Б. 39.05.13.00.01.
П.П.Б. 39.05.13.00.02.
Солідол жировий ГОСТ1033-79
П.П.Б. 39.05.13.00.00

icon Спец1 коробка.doc

Штифт 10 х 28 ГОСТ 3128-10
Монжета ГОСТ 8752-79
Масло індустріальне леговане
ИРП – 75 ГОСТ 20799-75

icon Спец пз.doc

П.П.Б. 39.05.00.00.00.ВЗ.
Креслення загального виду
П.П.Б. 39.05.00.00.00.ПЗ.
Пояснювальна записка
складальним одиницям
П.П.Б. 39.05.10.00.00.
Коробка перемінних передач
П.П.Б. 39.05.10.00.00.СК.
Складальне креслення
П.П.Б. 39.05.13.00.00.
П.П.Б. 39.05.13.00.00.СК.
Привід передньої бабки токарного напівавтомата

icon Спец коробка.doc

ППБ.39.05.10.00.00.СК
Складальне креслення
Рукоятка перемикання передач
Коробка перемінних передач

icon Фрагмент1.frw

Фрагмент1.frw

icon ВАл.cdw

ВАл.cdw

icon коробка.cdw

коробка.cdw

icon Коробка.cdw

Коробка.cdw

icon Вступ.doc

Проект коробки швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату розроблено на основі технічного завдання 37.08 розробленого кафедрою ДМ і ТМ” КНТУ та запропонованого для проектування.
Призначення та область використання спроектованого приводу.
Виріб призначений для зміни швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату що застосовуються на металообробних підприємствах .
Технічна характеристика
Рвих кВт - потужність на вихідному валі 14
nвих.max обхв. – частота обертання вихідного вала800
Тип пасової передачі клинопасова
Lh год -строк служби 2000
TmaxTном - короткочасне перевантаження15
Опис та обрунтування вибраної конструкції та розрахунки
підтверджуючі її надійність і довговічність.
1. Вибір електродвигуна
1.1. Визначаємо необхідну потужність ел. двигуна
де - коефіцієнт корисної дії привода
Визначаємо ККД привода:
1.2. Знаходимо діапазон частоти обертання вала електродвигуна
Δ n дв.= n дв.max ÷ n дв. min
n дв.max = n вих .max. ·Uп.· Uз.п.· Uз.п.1= 2000 · 12 · 12 · 4 = 11520 хв-1
n дв. min = n вих. min ·Uп.· Uз.п.· Uз.п.3 = 500 · 12 · 12 · 1 = 720 хв-1
Мінімальна частота обертання на вихідному валу
З умови n дв. min ≤ nдв. ≤ n дв.max
Приймаємо електродвигун:
Синхронна частота обертів 3000 хв-1
Потужність Р= 22 кВт
Тип двигуна 4А80В2У3
Частота обертання n = 2850 хв-1
Параметри вибраного двигуна відповідають умові
1.3. Визначаємо загальне передаточне число привода по формулі
Загальне передаточне число розбиваємо за ступенями:
де- передаточне число пасової передачі
- передаточне число постійної зубчатої передачі
- передаточне число перемінної зубчатої передачі
1.4. Знаходимо частоту обертання кожного вала привода
Частота обертів ел.-двигуна:
Частота обертів на вхідному валу коробки швидкостей:
де Uпас. - передаточне число пасової передачі
Частота обертів на проміжному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
де Uц.пер.1 - передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на проміжному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
де Uц.пер.2 - передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на проміжному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
де Uц.пер.3 - передаточне число перемінної зубчатої передачі
Частота обертів на вихідному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
де Uц.пост.- передаточне число постійної зубчатої передачі
Частота обертів на вихідному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
Частота обертів на вихідному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
1.5. Знаходимо потужність на кожному валу
Потужність електродвигуна:
Потужність на вхідному валу коробки швидкостей:
Потужність на проміжному валу коробки швидкостей:
Потужність на вихідному валу коробки швидкостей:
1.6. Визначаємо крутний момент на кожному валу
Крутний момент на валу електродвигуна:
де кутова швидкість на валу електродвигуна:
Крутний момент на вхідному валу коробки швидкостей:
де кутова швидкість на вхідному валу коробки швидкостей:
Крутний момент на проміжному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
де кутова швидкість на проміжному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
Крутний момент на проміжному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
де кутова швидкість на проміжному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
Крутний момент на проміжному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
Крутний момент на вихідному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу коробки швидкостей на 1 передачі:
Крутний момент на вихідному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу коробки швидкостей на 2 передачі:
Крутний момент на вихідному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
де кутова швидкість на вихідному валу коробки швидкостей на 3 передачі:
2 Розрахунок клинопасової передачі та конструювання шківів :
Розрахувати клинопасову передачу привода.
Двигун - асинхронний короткозамкнений.
Потужність що передається валомкВт P = 22
Частота обертання ведучого шківа обхв:n1 = 2850
Частота обертання веденого шківа обхв n2 = 1900
Момент на валу Нм:T2 = 105
Пускове навантаження до 150% нормальної.
Робоче навантаження з незначними поштовхами.
Передаточне число U = 15
2.1 Приймаємо згідно табл.1.1 переріз паса А
2.2. По табл.1.4 приймаємо діаметр меншого шківа мм:
2.3. Визначаємо швидкість паса мс:
2.4. Визначаємо діаметр більшого шківа мм:
= 0.01- коефіцієнт пружного ковзання
2.5. По ДСТ 1284-68 та за табл. 1.З приймаємо діаметри шківів (і підставляємо їх значення) мм:
2.6. По стандартним значенням діаметрів шківів визначаємо дійсні частоти обертання валів обхв:
2.7. Уточнюємо передаточне число:
2.8. Вибираємо з табл. 1.5 та згідно ДСТ 1284-68 розміри перерізу паса мм:
bp = 11 h = 8 A = 81
2.9. Міжосьова відстань мм:
2.10. Визначаємо довжину паса мм:
За стандартом табл. 1.6 приймаємо довжину паса найближчу до розрахункової мм: l = 1060
2.11. Уточнюємо міжосьову відстань мм
Мінімальна міжосьова відстань для монтажу паса мм:
Максимальна міжосьова відстань для підтягування паса при видовженні мм:
2.12. Визначаємо число пробігів паса в секунду 1с:
vд = 15умова виконується.
де vд - допустиме число пробігів паса.
2.13. Визначаємо кут обхвату град:
2.14. Коефіцієнт кута обхвату:
Cα = 1 – 0.003 (180 – α) Cα = 0.97
2.15. Коефіцієнт швидкості:
Cα = 1.05 – 0.0005 v2 Cv = 0.94
2.16. По табл.1.2 приймаємо корисне напруження Нмм:
2.17. По табл. 25 вибираємо коефіцієнт динамічності і навантаження :
2.18. Корисне допустиме напруження в заданих умовах Нмм2:
2.19. Колове зусилля Н:
2.20. Визначаємо число пасів:
z = 147 остаточне число пасів z = 2
приклад позначення паса: А-1600 ДСТ 1284 – 68
де О – тип паса; 1600 – довжина паса.
2.21. Сила яка діє на вали Н:
де - напруження від початкового натягу НММ2:
А – розрахункова площа перерізу паса (пасів) мм2:
2.22. Зовнішній діаметр і ширина обода.
3 Розрахунок зубчатої передачі
Данні для розрахунку:
Кутова швидкість вхідного валу коробки швидкостей:
Кутова швидкість на проміжному валу коробки швидкостей:
Обертовий момент на вхідному валу коробки швидкостей:
При короткочасному перевантаженні до 200 % максимальний обертовий момент на ведучому валу :
Т1max = 2T1 = 2 ·105=21 Нм
Передаточне відношення U=199.
3.1.1. Сумарне число циклів навантаження зубців шестірні та колеса за строк служби передачі
N1= 1800 1h =1800·19897 ·2000 3 14 = 228·108
N2=1800 2h = 1800·100 · 2000 3 14 = 115 ·108
Еквівалентні числа циклів навантаження зубців шестерні та колеса для розрахунку на контактну втому NHE і для розрахунків на втому при згині NFE із коефіцієнтами інтенсивності КHE = 018 і КFE = 007 (див. табл.4.1 [I]).
NHE1 = КHE N1 = 0 18 ·228 · 108 = 041 ·108 ;
NHE2 = КHE N2 = 0 18·115 ·108 = 02·108 ;
NFE1 = КFE N1 = 007·228·108 = 016·108 ;
NFE2 = КFE N2 = 007·115·108 = 008·108 .
3.1.2. Матеріали зубчастих коліс .
Для виготовлення шестерні сталь 40Х із термообробкою – поліпшення (див. табл. 22.4 [I] ) ;За даними табл. 22.3 вибираємо: твердістьН1=280 НВ В1- 900 МПа Т1-750 МПа;
для колеса сталь40Х із термообробкою – поліпшення твердість Н2=245 НВ
В2- 790 МПа Т2-640 МПа.
3.1.3. Допустимі напруження для розрахунку зубчастої передачі .
3.1.3.1. Допустимі контактні напруження .
Границі контактної витривалості зубців шестерні та колеса (див. табл. 22.5 [I] ):
Н lim b 1 = 2 H1 + 70 = 2·280+70=630 MПа
Н lim b 2 = 2 H2 + 70 = 2·245+70=560 MПа
Базу випробувань для матеріалу шестерні та колеса визначаємо за формулою:
NН01 =30Н124 = 30 · 28024 = 224 ·107
NН02 =30Н224 = 30 · 24524 = 163 ·107
Коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса
Допустимі контактні напруження для зубців шестерні та колеса при коефіцієнті ZR= 1 ( шорсткість поверхонь зубців Ra= 125 063)
та запасу sH= 11 знаходимо за формулами:
[]H1 = Н lim b 1 ZR КHL sH = 630 · 1 · 1 11 = 573MПа
[]H2 = Н lim b 2 ZR КHL sH = 560 · 1 · 1 11 = 509MПа
Для зубців прямозубої передачі розрахункове допустиме контактне напруження:
Допустиме граничне контактне напруження :
[]H max = 28T2 =28 ·640 = 1792Мпа .
3.1.3.2. Допустимі напруження на згин .
Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань NFO = 4 ·106
(див. табл. 22.6 [I] ):
Н lim b 2 = 18H2 = 18·245 = 441 MПа .
Коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса КFL= 1 .
Допустимі напруження на згин для зубців шестерні та колеса при коефіцієнті КFо= 1 ( нереверсивна передача) і коефіцієнті запасу sF= 22 визначаємо за формулами :
[]F2 = F lim b 2 KFo КHL sF = 441 · 1 · 1 22 = 200 MПа .
Для зубців шестерні та колеса граничне допустиме напруження на згин :
[]F2max = 48 H2 sF = 48 · 245 22 = 534 MПа .
3.1.4. Проектний розрахунок передачі.
Для проектного розрахунку попередньо беремо коефіцієнт ширини вінця ba= 040 і відповідно bd= 05 ba (u + 1) = 05 · 040 (199+1) = 06 .
Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців
Допоміжний коефіцієнт Ка= 495 МПа 13 для сталевих прямозубих коліс.
Мінімальна міжосьова відстань передачі мм :
Вибираємо фактичну міжосьову відстань а=54 мм. Кут нахилу лінії зубців попередньо беремо = 15º.
Число зубців шестерні Z1= 18 а число зубців колеса Z2= Z1u = 18 · 199 = 36
mn=2a cos (Z1+ Z2) = 2 · 54 · cos15º (18+36) = 1932 мм.
Стандартний модуль зубців mn = 2 .
Фактичний кут нахилу лінії зубців
cos = mn(Z1+ Z2) 2a = 2·(18+36) 2 ·54 = 1; = 0º
3.1.5. Попередні значення деяких параметрів передачі.
Ділильні діаметри шестерні та колеса будуть такі:
d1 = mnZ1cos = 2 ·18 1 =36 мм;
d2 = mnZ2cos = 2 ·36 1 =72 мм.
Ширина зубчастих вінців
b2 = baa = 040 · 54 = 216 мм ;
b1= b2 + 2 = 216+2 =236 мм.
Колова швидкість зубчастих коліс
v = 05 1 d1 = 05 · 19897 · 36 ·10-3= 358 мс.
За даними табл. 22.2 [I] та на с. 273 [I] вибираємо 8-й ступінь точності (nст=8) для всіх показників точності зубчастих коліс та передачі.
Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою:
α=[188-32 (1 Z1+1 Z2)] cos = [188-32(118+136)] · 1=161
Коефіцієнт осьового перекриття зубців дістаємо з формули :
= b2 sin ( mn)= 20 ·sin 0º(314 ·2) = 0
Колова сила у зачепленні зубчастих коліс :
Ft= FHt = FFt = 2T1 d1 = 2 · 105 · 103 36 = 58333 Н.
3.1.6. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому .
Для розрахунку попередньо визначимо такі коефіцієнти :
Zм= 275 МПа - коефіцієнт що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс ;
ZН = 177cos = 177· 1 = 177- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;
- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній
КНα = 105 – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубцями (див. табл. 23.3 [I] );
КН = 107 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців;
КНv = 102 – коефіцієнт динамічного навантаження (див. табл. 23.4 [I] ).
За формулою питома розрахункова колова сила :
Нt=( FHt b2) КНα КН КНv = (5833320) 105 · 107 · 102 = 334 Нмм.
Розрахункове контактне напруження :
Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується бо Н = 436 МПа []H =509 МПа і лежить у допустимих межах(див. табл. 23.3 [I]) .
3.1.7. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність.
Під час дії максимального навантаження за формулою
Контактна міцність зубців також забезпечується оскільки
Нmax = 616 МПа [ ]H max =1792 МПа .
3.1.8. Розрахунок зубців на втому при згині .
Розрахункові коефіцієнти будуть такими:
YF1 =390 ; YF2 =360 – коефіцієнти форми зубців за табл. 23.5 [I] ;
Y= 1 – коефіцієнт перекриття зубців;
Y=1-140=1-0140=1 – коефіцієнт нахилу зубців;
КFα= [4+(α-1)(ncт – 5)] (4 α) = [4+(161-1)(8-5)] (4 ·161) = 09 – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубцями ;
КF= 112 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (див. рис. 23.8 [I] ) ;
КFv= 110 – коефіцієнт динамічного навантаження за табл. 23.4 [I].
Питома розрахункова колова сила :
Ft=( FFt b2) КFα КF КFv= (58333216) 09 · 112 · 110 =2994 Нмм.
Розрахункове напруження згину у зубцях шестерні та колеса визначаємо за формулою:
F1= YF1 Y YFt mn=390 ·1· 1· 2994 2 = 584 MПa;
F2= YF2 Y YFt mn=360 ·1· 1· 2994 2 = 539 MПa.
Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується оскільки розрахункові напруження згину менші від відповідних допустимих напружень []F1 = 229 МПа та []F2 = 200 МПа.
3.1.9. Розрахунок зубців на міцність при згині.
F2max = F2 (T1 maxT1F) = 539(21105) = 1078 МПа.
Міцність зубців на згин при дії максимального навантаження також забезпечується бо максимальні розрахункові напруження менші від граничних допустимих напружень []F1max = 610 МПа та []F2max =534 МПа.
3.1.10.Розрахунок параметрів зубчастої передачі .
Розміри елементів зубців :
Висота головки зубця
hf = 125 mn = 125 · 2 = 25 мм;
h = 225 mn = 225 · 2 = 45 мм;
с = 025 mn = 025 · 2= 05 мм;
Розміри вінців зубчастих коліс :
ділильні діаметри d1 = 36мм і d2 = 72мм (обчислені вище);
Діаметр вершин зубів:
da1= d1+ 2 mn =36+2 ·2=40 мм;
da2 = d2 + 2 mn =72 + 2 · 2= 76 мм;
Діаметр впадин зубів:
df1 = d1 – 25 mn = 36 – 25 · 2 = 31 мм;
df2 = d2 – 25 mn = 72 – 25 · 2 = 67 мм;
Міжосьова відстань передачі:
a = 05 mn(Z1+Z2) cos = 05 · 2 · (18+36) 1 = 54 мм.
3.1.11.Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі .
Колова сила Ft = 58333 H (обчислена вище).
Радіальну силу визначаємо :
Fr = Ft tg αn cos = 58333 tg 20º 1 = 21231 H .
Осьову силу дістаємо з формули:
Fa = Ft tg = 58333 tg 0 = 0 H.
4 Попередній розрахунок валів
Передчасний розрахунок проводять на кручення по зниженим допустимим напруженням . Діаметр кінця вихідного валу при допустимому напруженні
[] = 20 МПа за формулою:
Приймаємо діаметр вихідного кінця веденого валу d1=25.
Ведений вал виконуємо разом із шестернею.
Діаметри інших частин валів назначають виходячи із конструктивних міркувань при компоновці коробки швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату.
5 Конструктивні розміри шестерні і колеса
Шестерню виконуємо разом із валом заготовка-поковка:
d1 = 45 мм; dа = 50 мм; df = 3875 мм ; b1 = 32 мм.
Колесо: заготовка-поковка:
d2 = 105 мм; dа = 110 мм; df = 9875 мм ; b2 = 30 мм.
діаметр маточини: dм = 18 dо =18 · 25 = 45 мм ;
приймаємо lм = 36 мм .
о = 4m = 4 · 2 = 8 мм ;
Товщина диску: С = 03b2 = 03 · 30 = 9 мм.;
6 Конструктивні розрахунки корпусу редуктора
Товщина стінок корпуса та кришки:
Товщина верхнього фланця корпуса :
S=1.5 = 1.5 · 8 =12 мм .
Товщина нижнього фланця :
S2 = 23 = 23 · 8 = 184 мм .
Товщина фланця кришки :
S1= 15 =15 · 8 =12 мм .
Діаметр фундаментальних болтів:
d1= 0035аw+12 = 0035 · (54+75) + 12 = 18 мм.
Число фундаментальних болтів :
Діаметр болтів стискаючих корпус і кришку :
d2 = 07 d1 = 07 · 18 = 126 мм
Діаметр болтів стискаючих корпус і кришок підшипників :
d2 = 04 d1 = 04 · 18 = 72 мм
Ширина опорних поверхонь нижнього фланця кришки :
К= 35d1 =35 · 18 = 63 мм ;
m = K + 15 = 63 + 15 · 8 = 75 мм.
Товщина ребер корпуса :
С1 = 08 = 08 · 8= 64 мм .
Мінімальний зазор між колесом і корпусом
в=12=12 · 8 = 96 мм .
7 Перший етап компоновки редуктора
Перший етап компоновки коробки швидкостей напівавтомату заключається в попередньому положенні зубчатих коліс валів підшипникових опор для наступного визначення реакцій та підбору підшипників.
Компоноване креслення виконується в одній проекції бажано в мірилі 1:1 в тонких лініях. Проводять в мірилі осьові лінії спрощено вимірюють колесо і шестерню їх ступиці вали.
Викреслюємо внутрішню стінку корпусу прийняв зазор між стінкою та шестернею при наявності ступиці зазор беремо від ступиці.
Приймаємо зазор від окружності вершин зубів коліс до внутрішньої стінки корпусу .
Попередньо намічаємо радіальні підшипники легкої серії габарити підшипників вибираємо по діаметру валу у місці посадки підшипників
№204 ГОСТ 8338-75 I вал :
d=20 мм;D= 47 мм;B= 14 мм.
№204 ГОСТ 8338-75 II вал :
№306 ГОСТ 8338-75 III вал :
d=30 мм;D= 72 мм;B= 19 мм.
Змащування підшипників здійснюється пластичним мастильним матеріалом. Глибина гнізда підшипника визначається за формулою:
Товщина фланцю кришки підшипника приймаємо приблизно рівне d0 діаметру отворів кріплень кришки підшипників.
8 Перевірка довговічності підшипників
із попередніх розрахунків маємо:
Колова сила: Ft = 58333 H;
Радіальна: Fr =21231 H.
У прямозубих зачепленнях осьове зусилля відсутнє:
У вертикальній площині:
У горизонтальній площині:
RAy – Ft + RBy + Ftм = 0
536 – 58333 + 5353 + 19444 = 0.
Сумарні радіальні реакції опор вала :
MAr = RAx · a = 8784 · 6483 = 56945 H · мм.
Ділянка 1: 0 ≤ x1 ≤ a = 6483
Ділянка 2: 0 ≤ x2 ≤ c = 5347
Ділянка 3: 0 ≤ x3 ≤ b = 4575
М = RВt x3 + Ftм (c + x3)
Сумарний згинаючий момент :
Підшипники навантажені рівномірно.
Намічаємо радіальні кулькові підшипники №306 ГОСТ 8338-75 у котрих: d=30мм; D= 72 мм;B=19мм; C=28100 H; Co = 14600 H.
Еквівалентне динамічне навантаження:
Радіальне навантаження:
Обертається внутрішнє кільце:
K = 14 ; табл. 6.3. [III]
KT = 1. табл.6.4. [III]
Осьове навантаження відсутнє:
P= 1· 21231· 14· 1 =2972 H ;табл.6.5.[III]
Номінальна довговічність:
де С- каталожна динамічна вантажопідйомність даного типорозміра підшипника Н ; Р – еквівалентне розрахункове навантаження на підшипникН; р – показник степеню для шарикопідшипників р=3
Розрахункова довговічність:
9 Перевірка міцності шпонкових з’єднань
Матеріал шпонки – Сталь45 нормалізована.
Напруження зминання та умова міцності визначається по формулі:
Допустиме напруження змину при чавунній ступиці:
d=16 мм;b=6 мм;t1=35 мм;h =6 мм;lш =20 мм
Момент на ведучому валі:
T = 10505 · 103 Нмм;
Матеріал – Сталь45 нормалізована допусками напружень зминання:
Перевіряємо шпонку під шестернею:
d=18 мм;b=8 мм;t1=4 мм; h =7 мм; lш =18 мм
Момент на валу: T = 203 · 103 Нмм;
d=25 мм;b=8 мм;t1=4 мм; h =7 мм; lш =28 мм
Момент на валу: T = 4668 · 103 Нмм;
10 Уточнений розрахунок валів
Відомо що нормальне напруження від згину змінюють по симетричному циклу а дотичне від кручення від нульового (пульсійного).
Уточнений розрахунок складається із визначення коефіцієнту запасу міцності S для небезпечних перерізів вала в порівнянні їх з потрібними допустимими значеннями [S].
Міцність збережена якщо .
Розрахунок ведемо для більш підходящих небезпечних перерізів вала.
Матеріал такий же як і на шестерні мається на увазі що:
Сталь40Хтермічнаобробка–покращеннядляякоїТ=786МПаіВ=980МПа (див. табл.3.1 [I] ) .
Номінальні напруження у перерізі А-А:
зг = 32 М ( · d3) = 32 · 224747 ( 314 · 253 ) = 1465 МПа;
= 16Т ( · d3 ) = 16 · 4668· 103 ( 314 · 253 ) = 152 МПа ;
Максимальне еквівалентне напруження при короткочасних перевантаженнях
Е max = Е Кп = 337 · 22 = 742 МПа.
Допустиме еквівалентне напруження:
[]Е =08 Т = 08 · 786 = 6288 МПа.
Умова статичної міцності вала виконується оскільки
Е max =742 МПа []Е =6288 МПа.
Переріз А-А. Це переріз при передачі обертових моментів від електродвигуна через шків розрахований на кручення. Концентрацію напружень визиває наявність шпоночного пазу який утворюється пальцевою фрезою. Оскільки у перерізі А-А є нормальні та дотичні напруження то спочатку визначаємо s і s а відтак і загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності s
Границі втоми матеріалу вала:
-1 = 045 В = 045 · 980 = 441 МПа;
-1 = 025 В = 025 · 980 = 245 МПа.
Амплітуди нормальних і дотичних напружень :
а =М Wон =224747 12517= 1796 МПа;
а = Т ( 2 Wрн ) = 4668· 103 ( 2 ·27857) = 838 МПа.
У даному випадку моменти опору перерізу вала брали з урахуванням шпонкового паза
Wон = d332 – bшt1 (d- t1)2(2 d) = 314· 25332 - 8 ·4·( 25- 4)2(2 ·25) =12517 мм3;
Wрн = d316 – bшt1 (d- t1)2(2 d) = 314· 25316- 8 ·4·( 25- 4)2 (2 ·25) =27857 мм3.
Середні значення нормальних і дотичних напружень :
m = Fa2 ( d24- bшt1)= 0(314 ·2524-8 · 4) = 0 МПа;
m = а = 838 МПа. – для випадку передавання навантаження тільки в один бік.
Ефективні коефіцієнти концентрації напружень від шпонкового паза (див.табл. 31.2 [I]): К = 226 ; К = 222 .
Коефіцієнти що характеризують чутливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень; =002+2 · 10 -4 · В = 002+2 · 10 -4 ·980 = 0216;
= 05 = 05 · 014 = 0108.
Коефіцієнт що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала
за табл. 31.3 [I] Кd = 0835 .
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними та дотичними напруженнями :
s = -1 (КаКd + m)= 441 ( 226 · 1796 0835 + 0216 · 0) =907;
s = -1 (КаКd + m)= 245 ( 222 · 838 0835 + 0108 · 838) =87.
Загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності вала у перерізі А-А
Оскільки мінімальний допустимий коефіцієнт запасу міцності [s] min = 15 втомна міцність вала у перерізі А-А забезпечується . Коректування діаметра вала d = 25 мм не потрібне бо загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності ставить 15 - 25 .
11 Посадки зубчастих коліс та підшипників
Посадки зубчастих коліс та підшипників призначають у відповідності з ГОСТ 25347-82.
Посадки: а) шківа на вал електродвигуна: ;
б) шківа на вал коробки швидкостей: ;
Посадки: а) шестерні на I вал коробки швидкостей:;
б) колеса на II вал коробки швидкостей:;
в) шестерні на II вал коробки швидкостей: ;
г) колеса на III вал коробки швидкостей: ;
Посадки: а) підшипників на вал обертання внутрішнє кільце посадки
б) зовнішнього кільця підшипників у гніздо корпусу та кришки Н7;
Цифрові дані відхилень посадок вибираємо відповідно діаметрам валів та діаметрів отворів відповідних квалітетів.
12 Вибір сорту мастила
Змащування зубчастого зачеплення проводять зануренням зубчастого колеса у мастило котре заливається в середину корпуса до необхідного рівня котре контролюється індикатором рівня. Рівень залитого мастила забезпечує занурення колеса приблизно на 10 12мм. Об’єм мастильної ванни V визначаємо із розрахунків 025 дм3 мастила на 1кВт передаючої потужності:
V = 025 · 4 = 1 дм3 .
По табл.51 [ II ] встановлюємо в’язкість мастила при контактних напруженнях:
Н1 =431 МПа ; Н2 =508 МПа .
V1 = 358 мс V2 = 225 мс.
рекомендована в’язкість мастила повинна приблизно дорівнювати: 85·10-6 мс .
По табл.53. [ II ] приймаємо мастило індустріальне леговане ИРП-75 ГОСТ20799-75. Камери підшипників заповнюємо пластичним змащувальним матеріалом УТ-1 табл.6.11. [ III ] періодично доповнюючи його шприцом через прес-маслянки.
13. Заходи з охорони праці і тех. безпеки
З метою попередження травматизму необхідно своєчасно проводити технічне обслуговування коробки швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату для підтримання його в працюючому стані.
Після виготовлення коробки швидкостей необхідно забезпечити пристрій ефективних загорож ремінної передачі
Забезпечити недоторканість до струмоведучих частин електродвигуна що знаходяться під напругою для випадкового дотику.
Робота без заземлення заборонено.
Особи обслуговуючі коробки швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату не повинні мати травми і хвороби які заважають роботі.
До роботи допускаються особи годні за станом здоров’я та ті які пройшли відповідні курси.
I.Павлище В.Т. «Основи конструювання та розрахунок деталей машин» Київ «Вища школа» 1993 р.
II.Цехнович Л.И. Петриченко И.П. «Атлас конструкции редукторов» Киев«Высшая школа» 1990 г.
III.Киркач Н.Ф. Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин» Харьков «Основа» 1991 г.
IV.Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» в 3-х томах. – Москва «Машиностроение» 1980г.
V.Якушев А.И. «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения» Москва «Машиностроение» 1979 г.
VI.Мягков В.Д. «Справочник допуски и посадки» 2 части. – Ленинград«Машиностроение» 1982 г.

icon Движок.cdw

Движок.cdw

icon Вал-шестерня.cdw

Вал-шестерня.cdw

icon шестерня.cdw

шестерня.cdw

icon Корпус.cdw

Корпус.cdw

icon общий.cdw

общий.cdw

icon Вал.cdw

Вал.cdw

icon Курсовая по ДМ Тори.doc

Кіровоградський національний технічний університет
Технічне завдання на проект по деталям машин
Студентка Панкул В.С. гр.МВ-04
Спроектувати коробку швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату.
Р вих.- потужність кВт 28
n max- частота обертання обхв 2000
Строк служби Lh год 16000
Маломуж Г.. Керівник проекту
Міністерство освіти і науки України
Кафедра Деталі машин та прикладна механіка”
Коробка швидкостей електрокопіювального фрезерного напівавтомату
Курсовий проект по деталях машин

Рекомендуемые чертежи

up Наверх