Проектирование привода главного движения вертикально-фрезерного станка

спецификация2.frw

Шариковый радиально-упорный
Кольцо 20 ГОСТ 13942-86
Кольцо 30 ГОСТ 13942-86

Лист 2.cdw

Лист 1.cdw

Титульник.DOC

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
ОРЕНБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
Расчет и конструирование станков
Проектирование привода главного движения станка
Пояснительная записка
ГОУ ОГУ 151001. 4 1. 08. ПЗ
Руководитель работы

Аннотация.doc

Данный документ представляет собой отчет о последовательности работ проведенных при выполнении курсового проекта. В нем рассматриваются основные этапы проектирования привода главного движения станка этапы разработки конструкции шпиндельного узла.
Этапы проектирования привода главного движения включают кинематический и силовой расчет коробки скоростей расчет валов коробки скоростей а также расчет и подбор подшипников.
Пояснительная записка содержит 36 страницы. Графическая часть выполнена на 3 листах формата А1 и 1 лист формата А2.
В графическую часть курсового проекта входят:
- кинематическая схема станка;
- развертка коробки скоростей;
- свертка коробки скоростей;

записка.doc

Разработка кинематической схемы и кинематический расчет коробки скоростей7
1 Выбор приводного электродвигателя7
2 Определение общего диапазона регулирования привода7
3 Определение общего числа ступеней скорости7
4 Выбор конструктивных вариантов привода7
5 Определение числа возможных кинематических вариантов8
6 Определение максимальных передаточных отношений по группам передач8
7 Построение структурных сеток9
8 Построение графиков частот вращения9
9 Определение передаточных отношений в группах передач10
10 Определение чисел зубьев передач10
11 Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей10
Расчет прямозубой эвольвентной передачи11
1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев11
2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе11
3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи11
4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи12
Построение свертки коробки скоростей13
1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей13
2 Вычерчивание свертки коробки скоростей13
3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях13
Расчет и подбор подшипников14
1 Определение реакций в опорах валов14
2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности14
3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности14
4 Выбор подшипников по диаметру вала15
Расчет сечения сплошного вала16
1 Определение диаметра средних участков вала16
2 Расчет валов на усталостную прочность16
3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений17
Список использованных источников19
Создание современных точных и высокопроизводительных металлорежущих станков обуславливает повышенные требования к их основным узлам. В частности к приводам главного движения и подач предъявляются требования: по увеличению жёсткости повышению точности вращения валов шпиндельных узлов. Станки должны обеспечивать возможность высокопроизводительного изготовления без ручной последующей доводки деталей удовлетворяющих современным непрерывно возрастающим требованиям к точности.
В большинстве станков в качестве привода главного движения применяют коробки передач со ступенчатым регулированием частоты вращения соединённые с асинхронным электродвигателем. К приводам главного движения предъявляют следующие требования: обеспечение необходимой мощности резания сохранение постоянства мощности резания в коробках скоростей и крутящего момента обеспечение заданного диапазона регулирования скорости высокий КПД надёжность простота обслуживания и малые размеры.
Для обработки на станках деталей машин с разными размерами и режущим инструментом с различными режущими свойствами при большом числе технологических операций для получения оптимальных режимов резания необходимо изменять частоты вращения шпинделя в пределах от nmin до nmax.
Между наибольшей и наименьшей частотами вращения шпинделя промежуточные частоты могут быть расположены бесступенчато (плавно) или ступенчато (прерывисто). Применение бесступенчатого регулирования частоты вращения даёт возможность более просто осуществить оптимальные режимы резания. С применением бесступенчатого регулирования конструкция станка упрощается. В качестве электрического бесступенчатого привода применяют электродвигатели постоянного тока.
Ступенчатое регулирование даёт возможность установить ограниченное число частот вращения в заданных пределах. По этой причине величина регулирования не всегда может быть установлена оптимальной. Механизмы со ступенчатым регулированием компактны просты и имеют более высокий КПД по сравнению с бесступенчатым регулированием.
Разработка кинематической схемы и кинематический расчет коробки скоростей
1 Выбор приводного электродвигателя
При заданной мощности электродвигателя его выбор осуществляется методом подбора по частоте вращения. При низких частотах вращения шпинделя нецелесообразно применять электродвигатель с пониженной номинальной частотой вращения так как возрастают масса размеры и стоимость электродвигателя. В то же время для приводов главного движения не следует применять электродвигатели со скоростью вращения 3000 мин –1 так как при этом возрастает уровень шума станка. В таких случаях целесообразно применять электродвигатель с относительно высокой частотой вращения и механические передачи для последующего ее понижения.
2 Определение общего диапазона регулирования привода
nmin – наименьшая частота вращения шпинделя мин –1
3 Определение общего числа ступеней скорости
Для геометрического ряда частот вращения число ступеней скорости может быть определено из соотношения:
Вычисленная по этой формуле величина z округляется до целого числа что приводит к некоторому изменению действительного диапазона регулирования Rn .
4 Выбор конструктивных вариантов привода
При настройке последовательно включенными групповыми передачами число ступеней скорости может быть представлено в виде:
где pk – число отдельных передач в каждой группе;
m – число групп передач.
При выбранном числе ступеней частот вращения шпинделя z количество групп передач количество передач в каждой группе и порядок расположения групп может быть различным.
Число конструктивных вариантов привода состоящего из m групп передач определяется по формуле:
где q – число групп с одинаковым числом передач.
5 Определение числа возможных кинематических вариантов
Если частоты вращения шпинделя изменяются по геометрическому ряду то передаточные отношения передач в группах образуют геометрический ряд со знаменателем jх где х – целое число называемое характеристикой группы передач. Для последовательного получения частот вращения шпинделя сначала переключают передачи одной группы затем другой и т. д.
В зависимости от принятого порядка переключений группа может быть:
а) основной характеристика которой определяется по формуле:
б) первой переборной группой для которой характеристика определяется по формуле:
где р1– число передач в основной группе;
в) второй переборной группой для которой характеристика определяется по формуле:
где р2– число передач в первой переборной группе.
Основной и различными по номеру переборными группами может быть любая группа передач в приводе. Для определенного конструктивного варианта число кинематических будет равно числу перестановок из m групп передач:
6 Определение максимальных передаточных отношений по группам передач
Общее максимальное передаточное отношение привода определяется по формуле:
Поученное передаточное отношение может быть представлено в виде:
где Н – показатель степени определяющий величину общего передаточного отношения.
Определение максимальных передаточных отношений в группах производится путем разбиения общего передаточного отношения на передаточные отношения групп для чего вычисляется показатель степени Н и выражается в виде:
где hk– показатель степени характеризующий величину максимального передаточного отношения k-той группы передач;
При этом выбранные значения hk должны быть целыми числами и должны удовлетворять условию:
Максимальное передаточное отношение в группе определится по формуле:
При этом должно быть обеспечено выполнение следующего условия:
Так как показатель степени Н как правило не является целым числом он не может быть точно представлен суммой целых чисел. Поэтому для сохранения величины общего максимального передаточного отношения вводится дополнительная передача от вала электродвигателя на входной вал передаточное отношение которой определится по формуле:
7 Построение структурных сеток
Структурные сетки строятся в соответствии с выбранной формулой структуры привода. В них находит отражение относительная связь между передаточными отношениями в группах поэтому лучи для каждой группы проводятся симметрично а количество интервалов между их конца ми численно равно характеристике группы определяемой в соответствии со структурной формулой.
8 Построение графиков частот вращения
Графики частот вращения отражают частоты вращения всех валов привода включая валы одиночных передач необходимых для его компоновки. Построение начинают с цепи редукции обеспечивающей снижение частоты вращения электродвигателя nэд. до nmin на шпинделе. Для дальнейшего построения используются структурные сетки.
9 Определение передаточных отношений в группах передач
Для определения передаточных отношений используются построенные графики частот вращения.
Передаточное отношение передачи определяется выражением:
где k – число интервалов между горизонталями перекрытых лучами соединяющими отметки частот вращения на соседних валах.
10 Определение чисел зубьев передач
При определении чисел зубьев исходят из постоянства межосевого расстояния и числа зубьев определяют по следующим формулам:
где z1 и z2 – числа зубьев ведущего и ведомого колес;
z0 – сума чисел зубьев сопряженных колес;
f – числитель передаточного отношения;
g– знаменатель передаточного отношения;
K – наименьшее кратное сумм (f + g);
zmin= 18 – минимальное число зубьев.
В соответствии с полученными числами зубьев передач для двух выбранных вариантов привода вычерчиваются варианты кинематической структуры.
11 Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей
Крутящие моменты на валах могут быть найдены по формуле:
где Рэд. – мощность на валу двигателя кВт;
h– КПД участка кинематической цепи от двигателя до рассчитываемого вала;
n – расчетная частота вращения вала мин –1.
Расчет прямозубой эвольвентной передачи
1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев
где Kd – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Kd = 770;
z1 – число зубьев шестерни;
T1 – вращающий момент на шестерне Н×м;
u – передаточное отношение передачи;
sНР – допускаемое контактное напряжение МПа;
KHb – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
где b – рабочая ширина венца зубчатой передачи;
d1 – делительный диаметр шестерни.
2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе
где Km – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Km = 14;
KFb – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе;
sFP – допускаемое изгибное напряжение МПа;
YF1 – коэффициент учитывающий форму зубьев шестерни.
3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи
Из полученных расчетных значений mH и mF выбирается наибольшее и округляется в сторону увеличения до стандартного модуля по ГОСТ 9563– 60. При этом должно выполняться следующее условие:
где m1 – модуль зубчатых передач группы расположенной первой от электродвигателя;
mk – модуль зубчатых передач группы расположенной последней от электродвигателя.
4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи
Для прямозубой цилиндрической передачи межосевое расстояние определяется по формуле:
где m – стандартный модуль передачи мм;
z2 – число зубьев зубчатого колеса сопряженного с шестерней.
При определении межосевых расстояний по группам передач должно выполняться следующее условие:
где Aw1 – межосевое расстояние передач группы расположенной первой от электродвигателя;
Awk – межосевое расстояние передач группы расположенной последней от электродвигателя.
Построение свертки коробки скоростей
1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей
Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:
) Определяются расстояния между осями валов и проводятся осевые линии.
) На осях располагаются зубчатые колеса муфты и другие передачи и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность перемещения подвижных зубчатых колес и муфт размещения механизмов управления регулирования подшипников сборки и разборки узла а также обратить внимание на то чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу.
) Вдоль оси каждого вала проставляются все соответствующие конструктивные размеры что позволяет определить его ориентировочную длину.
2 Вычерчивание свертки коробки скоростей
) Выбирается положение оси шпинделя.
) Из центра шпинделя проводится окружность радиусом равным расстоянию между осью шпинделя и осью соседнего вала. Любая точка на этой окружности может быть центром этого вала и будет удовлетворять условию зацепляемости колес. Центр выбирается с учетом возможности рационального расположения и остальных валов.
) Таким же путем определяются центры других валов. При расположении валов необходимо обеспечить простую форму корпуса удобство его обработки сборки и разборки. Нужно стремиться располагать центры валов на одних и тех же линиях как по вертикали так и по горизонтали что делает корпус более технологичным.
3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях
На основе построенной свертки выполняется расчетная схема представляющая собой условное изображение расчетной цепи зубчатых передач. В полюсе зацепления каждой зубчатой пары по нормали к боковым поверхностям зубьев действуют силы величина которых определяется по формуле:
где m и z – модуль и число зубьев зубчатого колеса;
Т – вращающий момент приложенный к валу зубчатого колеса Н×мм.
Расчет и подбор подшипников
1 Определение реакций в опорах валов
На основе выполненной компоновочной схемы составляется расчетная схема каждого вала на которой указываются все силы действующие на вал приложенные в соответствующих точках.
Данная схема позволяет определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики которые имеют следующий вид:
SFky – сумма всех сил действующих в плоскости
SmO(Fk) – сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.
2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности
Критерием для подшипника служит неравенство:
где Р0 – эквивалентная статическая нагрузка;
С0 – табличное значение статической грузоподъемности выбранного подшипника.
Величины приведенной статической нагрузки для радиальных подшипников определяются как большие из двух следующих значений:
P0 = X0Fr + Y0Fa ; P0 = Fr(4.3)
где Х0 – коэффициент радиальной нагрузки;
Y0 – коэффициент осевой нагрузки;
Fr – постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка Н;
Fа – постоянная по величине и направлению осевая нагрузка Н.
3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности
Критерием для выбора подшипника служит неравенство:
где Cтр. – требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника;
С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника.
Требуемая динамическая грузоподъемность определяется по формуле:
где Р – эквивалентная динамическая нагрузка Н;
n – частота вращения вала для которого подбирается подшипник мин –1;
Lh – долговечность подшипника выраженная в часах работы;
a – коэффициент зависящий от формы кривой контактной усталости.
Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиальных подшипников определяется по формуле:
P = (XVFr + YFa)KбKт(4.6)
где Fr – радиальная нагрузка приложенная к подшипнику;
Fa – осевая нагрузка приложенная к подшипнику;
V – коэффициент вращения;
Kб – коэффициент безопасности;
Kт – температурный коэффициент.
4 Выбор подшипников по диаметру вала
При выборе подшипников по таблицам должен быть учтен необходимый по условию прочности диаметр вала. Для определения диаметра вала под установку подшипника строятся эпюры крутящих и изгибающих моментов.
Диаметр участка вала работающего на чистое кручение определяется по формуле:
где Т – крутящий момент на валу Н×мм;
[t] –пониженное допускаемое напряжение МПа.
Диаметр участка вала работающего на кручение и изгиб определяется по формуле:
где Мэкв. – эквивалентный момент в сечении вала Н×мм;
[s-1] и – пониженное допускаемое напряжение МПа.
где Мизг. – изгибающий момент в сечении вала Н×мм.
Расчет сечения сплошного вала
1 Определение диаметра средних участков вала
Под средними участками вала следует понимать участки на которых расположены шестерни и зубчатые колеса. Определение диаметра производится расчетом на изгиб с кручением по формулам (5.7) и (5.8).
После завершения расчета разрабатывается конструкция каждого вала которая должна обеспечивать возможность сборки коробки скоростей и свободного продвижения зубчатых колес до места посадки.
2 Расчет валов на усталостную прочность
Расчет сводится к определению расчетных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.
Условие прочности в данном расчете имеет вид:
где n – расчетный коэффициент запаса прочности;
[n] = 13 15 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;
[n] = 25 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;
ns – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
nt – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где s -1 и t -1 – пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения МПа;
sа tа и sm tm – амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений МПа;
ks и kt – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении;
es и et – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;
ys и yt – коэффициенты учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.
Можно считать что нормальные напряжения возникающие в поперечном сечении вала от изгиба изменяются по симметричному циклу тогда:
где Мизг. – суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении Н×мм;
W – момент сопротивления сечения при изгибе мм3.
Для круглого сечения вала:
Для круглого сечения со шпоночной канавкой:
где b и t – ширина и высота шпоночной канавки мм.
Для сечения вала со шлицами:
x = 1265 – для шлицев тяжелой серии.
Так как момент передаваемый валом изменяется по величине то при расчете принимают для касательных напряжений наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл – отнулевой:
где Wк – момент сопротивления вала при кручении мм3.
Для сечения вала со шпоночной канавкой:
3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений
Условие прочности по смятию для призматической шпонки имеет вид:
где z – число шпонок;
sсм.– напряжение смятия МПа;
[s]см. – допускаемое напряжение при смятии МПа;
d – диаметр вала мм;
h – высота шпонки мм.
Условие прочности из расчета на срез шпонки:
где [t]ср. – допускаемое напряжение при срезе МПа.
Расчет шлицевых соединений условно производят на смятие втулки в месте ее соприкосновения с боковыми поверхностями зубьев.
где y = 0708 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям;
h – рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении мм;
rср. – средний радиус мм.
Список использованных источников
Пуш В.Э. Конструирование металлорежущих станков – М.: Машиностроение1987. – 390 с.
Решетов Д.Н. Детали и механизмы металлорежущих станков – М.: Машиностроение т. 1 и 2 1972.
Орлов П.И. Основы конструирования – М.: Машиностроение т. 1 и 2 1998.
Кучер И.М. Металлорежущие станки – Л.: Машиностроение 1969. – 720 с.
Кучер А.М. Киватицкий М.М. Покровский А.А. Машиностроительные станки – Л.: Машиностроение 1972. – 308 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин : Учеб. Пособие для техн. спец. Вузов. – 5-е издание перераб. и доп. – М.: Высшая школа 1998. – 447 с. ил.
Перель Л.Я. Фролов А.А. Подшипники качения – М.: Машиностроение 1992. – 543 с.
Скороходов Е.А. Общетехнический справочник – М.: Машиностроение 1982. – 415.
Палей М.А. Романов А.Б. Брагинский В.А. Допуски и посадки – Л.: Политехника т. 1и 2 1991.
Методические указания для студентов.
Кинематический расчет
Наибольшая частота вращения выходного вала (обмин) 2400
Наименьшая частота вращения выходного вала (обмин) 100
Частота вращения вала двигателя привода (обмин) 2880
Мощность двигателя привода 25
Знаменатель ряда 141
Код типа коробки передач (коробка скоростей) 4
РЕЗУЛЬТАТЫ КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА
Рекомендуемый конструктивный вариант:
Рекомендуемый кинематический вариант:
Результаты распределения характеристики всей цепи по группам передач:
Характеристика всей цепи9.7802
Характеристика 00.7802
Характеристика 12.0000
Характеристика 23.0000
Характеристика 34.0000
Матрица передаточных чисел:
Матрица чисел зубьев:
Матрица частот вращения валов(обмин):
Частота вращения входного вала коробки передач
Частота вращения второго вала коробки передач
Частота вращения третьего вала коробки передач
Частота вращения четвертого вала коробки передач
Расчетная кинематическая цепь (обмин)
Расчетные моменты на валах (Нм)
Ориентировочные диаметры валов (мм)
Структурная сетка и график частот вращения коробки
Мощность передачи кВт 25
Частота вращения меньшего шкива (обмин) 2880
Передаточное отношение 08
Ориентировочное межцентровое расстояние мм 1000
Условное обозначение станка или машины 1
D1 D2 U V LPAC Z A2 S P G
ММ ММ МС ММ ММ Н Н Н
ТИП РЕМНЯ-0 РАСЧЕТНАЯ ШИРИНА= 8.5 MM
ТИП РЕМНЯ-A РАСЧЕТНАЯ ШИРИНА= 11.0 MM
Крутящий момент на шестерне 1061
Частота вращения шестерни (обмин) 2203
Допускаемое контактное напряжение (МПа) 600
Допускаемое изгибное напряжение (МПа) 195
Отношение ширины венца к начальному диаметру 04
Число зубьев шестерни 19
Число зубьев колеса 37
Степень точности передачи 7
Код расположения передачи 2
Расчетный модуль по контактным напряжениям.. 1.937 ММ
Расчетный модуль по изгибным напряжениям 1.559 ММ
Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 2.000 ММ
Межосевое расстояние 56.000 ММ
Ширина шестерни 11.400 ММ
Окружная скорость зубьев передачи 3.7 МС
Крутящий момент на шестерне 1985
Частота вращения шестерни (обмин) 1131
Отношение ширины венца к начальному диаметру 02
Число зубьев шестерни 28
Число зубьев колеса 40
Расчетный модуль по контактным напряжениям.. 1.360 ММ
Расчетный модуль по изгибным напряжениям 1.942 ММ
Межосевое расстояние 68.000 ММ
Ширина шестерни 17.800 ММ
Окружная скорость зубьев передачи 3.5 МС
Крутящий момент на шестерне 272
Частота вращения шестерни (обмин) 792
Число зубьев шестерни 18
Число зубьев колеса 71
Расчетный модуль по контактным напряжениям.. 3.400 ММ
Расчетный модуль по изгибным напряжениям 2.915 ММ
Стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 4.000 ММ
Межосевое расстояние 178.000 ММ
Ширина шестерни 21.600 ММ
Окружная скорость зубьев передачи 3.1 МС
Кинематическая схема коробки скоростей
Свертка коробки скоростей
Расчет реакций грузоподъемности подшипников и валов
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВАЛ 1
Расстояние от левой опоры до силы Р = 100 мм
Расстояние от левой опоры до силы Q = 310 мм
Расстояние между опорами =260 мм
Сила Р действующая на вал = 3870 H
Сила Q действующая на вал = 137 H
Угол между плоскостями действия сил = 20 Град
Частота вращения вала = 2202 Обмин
СТАТИЧЕСКАЯ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬ ПОДШИПНИКОВ
ДИНАМИЧЕСКАЯ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬ ПОДШИПНИКОВ
ИЗГИБАЮЩИЕ МОМЕНТЫ НА ВАЛУ(X ОТ ЛЕВОГО КОНЦА)
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВАЛ 2
Расстояние от левой опоры до силы Р = 120 мм
Расстояние от левой опоры до силы Q = 100 мм
Сила Р действующая на вал = 3399 H
Сила Q действующая на вал = 3870 H
Угол между плоскостями действия сил = 50 Град
Частота вращения вала = 1131 Обмин
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВАЛ 3
Расстояние от левой опоры до силы Р = 130 мм
Расстояние от левой опоры до силы Q = 220 мм
Расстояние между опорами =360 мм
Сила Р действующая на вал = 3486 H
Сила Q действующая на вал = 3399 H
Угол между плоскостями действия сил = 95 Град
Частота вращения вала = 792 Обмин
Статическая грузоподъемность подшипников
Динамическая грузоподъемность подшипников
Изгибающие моменты на валу(X от левого конца)
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВАЛ 4
Расстояние от левой опоры до силы Р = 001 мм
Расстояние от левой опоры до силы Q = 130 мм
Расстояние между опорами =200 мм
Сила Р действующая на вал = 001 H
Угол между плоскостями действия сил = 001 Град
Частота вращения вала = 200 Обмин
Расчет сечения сплошного вала на статическую прочность и выносливость
Изгибающий момент в сечении НМ 54054
Крутящий момент в сечении НМ 1061
Предел прочности материала вала МПА 1470
Максимальный диаметр сечения валаММ 20
Минимальный диаметр сечения валаММ 20
Ширина шлица или шпонки ММ 6
Радиус галтели выточки или признак ММ 1
Признак концентратора напряжений 4
Число шлицев или шпонок в сечении вала 1
Шпонка(торцевая фреза) X=4 R=1 B= 6.00 MM T= 6.00 MM Z= 1
Запас статической прочностипри изгибе 8.49
Запас статической прочностипри кручении 23.88
Суммарный запас статическойпрочности 8.00
Запас усталостной прочностипри изгибе 1.41
Запас усталостной прочностипри кручении 7.07
Суммарный запас усталостнойпрочности 1.38
Изгибающий момент в сечении НМ 144547
Крутящий момент в сечении НМ 1985
Минимальный диаметр сечения валаММ 14
Ширина шлица или шпонки ММ 5
Признак концентратора напряжений 3
Число шлицев или шпонок в сечении вала 6
Шлицы прямобочные X=3 B= 5.00 MM Z= 6
Запас статической прочностипри изгибе3.07
Запас статической прочностипри кручении6.53
Суммарный запас статическойпрочности2.94
Запас усталостной прочностипри изгибе1.41
Запас усталостной прочностипри кручении2.73
Суммарный запас усталостнойпрочности1.40
Изгибающий момент в сечении НМ 33225
Крутящий момент в сечении НМ 2723
Запас статической прочностипри изгибе 25.81
Запас статической прочностипри кручении 8.75
Суммарный запас статическойпрочности 8.29
Запас усталостной прочностипри изгибе 4.17
Запас усталостной прочностипри кручении 2.53
Суммарный запас усталостнойпрочности 2.16
Изгибающий момент в сечении НМ 27223
Крутящий момент в сечении НМ 10316
Максимальный диаметр сечения валаММ 30
Минимальный диаметр сечения валаММ 22
Шлицы прямобочные X=3 B= 6.00 MM Z= 6
Расчет потерь на трение и теплового баланса опор шпиндельного узла
Тип подшипника роликовый радиальный
Внутренний диаметр подшипника 100 мм
Наружный диаметр подшипника 150 мм
Статическая грузоподъемность 32000 H
Частота вращения подшипника 200 обмин
Радиальная нагрузка 132236 H
Осевая нагрузка 100 H
Кинематическая вязкость смазки 30 сСт
Результаты расчета потерь на трение
Момент трения холостого хода 5036 Hмм
Момент трения от нагрузки 13025 Hмм
Суммарный момент трения 15061 Hмм
Мощность трения 5418 Вт
Результаты расчета теплового баланса опоры
Избыточная температура опоры Град.- 15.1430 30.3337
Требуемое количество жидкой смазки ЛМИН. - 0.0063 0.0120
Тип подшипника шариковый радиальный
Внутренний диаметр подшипника 90 мм
Наружный диаметр подшипника 160 мм
Статическая грузоподъемность 28000 H
Осевая нагрузка 90 H
Момент трения холостого хода 3086 Hмм
Момент трения от нагрузки 9120 Hмм
Суммарный момент трения 12206 Hмм
Мощность трения 3176 Вт
Избыточная температура опоры Град.- 11.2833 26.3277
Требуемое количество жидкой смазки ЛМИН. - 0.0043 0.0100

Лист 3.cdw

спецификация.frw

Блок зубчатых колес 1
Блок зубчатых колес 2
Блок зубчатых колес 3
Пояснительная записка

Лист 4.cdw