Проектирование токарно-винторезного станка

 

    

 

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

 

 

 

ДОПУСКАЕМЫЕ ИЗГИБНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ

 Базовое число циклов NFlim=4·106 циклов

Эквивалентное число циклов (см.п.3.1.3) :

 

 

Коэффициент долговечности:

 

 

 

Предел выносливости зубьев при изгибе:

 

Допускаемые изгибные напряжения:

 

 

Допускаемые напряжения при действии максимальных нагрузки:

 

 

 

8. Прочностной расчет зубчатых передач

 

Расчет межосевого расстояния и выбор основных параметров передачи.

Межосевое расстояние

 

 

Ориентировочное значение модуля по формуле ([6], с. 184, форм. 9.5):

 

 

где ybd ─ коэффициент ширины шестерни относительно диаметра принимается ybd=0,6;

YF1 ─ коэффициент учитывающий форму зуба принимается YF1=4,1;

KFb ─ коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимается KFb=1,17;

Km ─ вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач принимается Km=1,4;

 принимается m=3 мм.

Определяем размеры венцов колёс:

для передачи Z3-Z3/

d1=m∙Z3=3∙36=108 мм

d2=m∙Z2=3×36=108 мм

Диаметры вершин:

для Z3-Z3/

da1=d1+2∙m=108+2∙3=114 мм

da2=d2+2∙m=108+2∙3=114 мм

Диаметры впадин:

для Z3-Z3/

df1=d1-2,5∙m=108-2,5∙3=100,5 мм

df2=d2-2,5∙m=108-2,5∙3=100,5 мм

Расчётное межосевое расстояние, мм

aw=0,5(d2+d1)=0,5(108+108)=108 мм

Действительное передаточное отношение:

Рабочая ширина зацепления:

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям.

 

Окружная сила:

 

 

Окружная скорость:

 

;

 

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

 

 

Расчетные контактные напряжения:

 

  , где

 

- коэффициент, учитывающий форму  сопряженных поверхностей зубьев;

для косых зубьев ,

Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм

 

 

Коэффициент, учитывающий форму зуба ([1],рис.4.2.5).

YFS1=3,95

YFS2=3,45

Расчетные напряжения изгиба зуба, МПа

 

 

Следовательно, на изгиб зубья вполне прочные.

Проверка прочности зубьев при перегрузках

1) Максимальные контактные напряжения, МПа

 

 

 

Максимальные напряжения изгиба, МПа

 

 

Силы в зацеплении зубчатых колес

1)Уточненный крутящий момент  на шестерне, Нм

 

2)Окружные силы, Н

 

 

3)Радиальные силы, Н

 

Остальные размеры колёс рассчитываются аналогично и записываются в таблицу 1.

 

Таблица 1. Основные размеры и характеристики зубчатых колёс

Z	Диаметры, мм			Число зубьев колёс	Ширина зубчатых венцов, мм	Отношение b/d
	d	da	df
Z1 Z`1 Z2 Z`2 Z3 Z`3 Z4 Z`4 Z5 Z`5 Z6 Z`6 Z7 Z`7 Z8 Z`8	84 132 96 120 108 108 54 162 84 132 120 96 54 216 180 90	90 138 102 126 114 114 60 168 90 138 126 102 60 222 186 96	76,5 124,5 88,5 112,5 100,5 100,5 46,5 154,5 76,5 125,5 112,5 88,5 46,5 208,5 172,5 82,5	28 44 32 40 36 36 18 54 28 44 40 32 18 72 60 30	20 16 20 16 20 16 20 16 20 16 20 16 20 24 20 24	0,24 0,12 0,21 0,13 0,18 0,14 0,37 0,098 0,24 0,12 0,16 0,16 0,37 0,11 0,11 0,26

 

9. Предварительный расчёт валов

 

Для валов выбираем материал: Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Термическая обработка: нормализация + отпуск НВ 230¸285

 

 

 

Т – крутящий момент, Н∙мм

[τк] – допускаемое напряжение при кручении, МПа

[τк]=20...30

Выходной конец вала электродвигателя dI=28 мм

 мм

Принимаем dII=30 мм

 мм

Принимаем dIII=30мм

 мм

Принимаем dIV=35 мм

 мм

Принимаем dV=55 мм

Основной расчёт валов.

На валу размещен блок из трёх зубчатых колес.

 

 

Вал передает момент

В зацеплении со стороны шестерни действуют силы:

• окружная
• радиальная

Нагрузка, изгибающая вал в ременной передачи определяется по формуле:

Расстояние между серединами подшипников

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

 

 

 

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

 

   

 

Полные поперечные реакции в опорах А и В:

 

 

Изгибающие моменты:

• в вертикальной плоскости

 

 

• в горизонтальной плоскости

 

 

Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это самое нагруженное сечение).

 

 

Эквивалентный момент.

 

 

Диаметр в рассчитываемом сечении.

Окончательно принимаем по ГОСТ 6636-69 диаметр вала d = 28 мм.

 

 

 

 

10. Расчет ременной передачи

 

Выбираем для нашего привода клиноременную передачу.

Расчетный момент на быстроходном валу:

 Нм 

При значении момента 71,98 Нм в соответствии с рекомендацией принимаем ремень сечения В(Б).

Диаметр меньшего шкива по таблице 2.2.1 (Атлас ДМ)

 мм.

Диаметр ведомого шкива

 мм.

По таблице 2.2.4 принимаем ближайший мм.

Действительное передаточное число передачи

Скорость ремня

 м/с.

Минимальное межосевое расстояние

 мм.

Число ремней передачи

 

 

 мощность передаваемая одним  ремнем (таб 2.2.7 Атлас);

 коэффициент, учитывающий число  ремней в передаче;

Следовательно, число клиньев 7.

Длина ремня

Принимаем по (таб 2.2.6) мм.

Угол обхвата ремнем меньшего шкива

Сила, нагружающая валы передачи

Н.

 предварительное натяжение  ремня;

 Н. окружное усилие;

 коэффициент тяги.

 

11. Расчет шпоночного соединения ременной передачи

 

Исходные данные:

Т=98,85 Н·м — момент, передаваемый валом

d = 30 мм — диаметр участка вала

 Принимаем материал шпонки  — сталь 45 с [sсм] =100 Н/мм2

Для соединения этого вала с зубчатым колесом подбираем шпонку с размерами: b´h = 10´8 мм.

Определим рабочую длину шпонки lp исходя из условия прочности на смятие:

lp ³ мм

Полная длина шпонки:

L = lp + b = 21,9+10 = 31,9мм

Принимаем по СТ СЭВ 189-75 призматическую шпонку 10´8´32 мм.

 

12. Расчет шпоночного соединения вала с зубчатым колесом

 

Принимаем материал шпонки — сталь 45 с [sсм] =100 Н/мм2

Размеры шпонки для этого вала: b´h = 10´8 мм.

Т = 98,85 Н·м

Определим рабочую длину шпонки lp исходя из условия прочности на смятие:

 

             

lp ³ мм

 

где Т — передаваемый вращающий момент,

[sсм] – допускаемое напряжение при смятии.

Полная длина шпонки:

L = lp + b = 21,9 +10 =31,9 мм

Принимаем по СТ СЭВ 189-75 призматическую шпонку 10´8´32 мм.

 

13. Расчет подшипников для вала 1 коробки

 

Исходные данные:

Реакции опор (из предыдущего расчётов); радиальные нагрузки

RА=420,69 Н,

RB= 319,25Н;

Суммарная осевая нагрузка Fa=0 Н;

Рекомендуемый внутренний диаметр подшипника d=30мм;

Частота вращения вала n=1000 мин-1;

Продолжительность работы Lh=7008 час;

Схема установки – в распор;

1)d=30мм, D=62мм, В=16

Обозначение- 36204 C=15700 Н Co=8310Н

Вычисляем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:

(4 , п.1.2 ,с. 85)

 

 

V-коэффициент вращения V=1.

X,Y-коэффициенты радиальной и осевой нагрузки.

K=

Pr ср=Рr k=504,82 0,8627=435,5 Н

Расчет динамической радиальной грузоподъемности:

 

 

р = 3 – для шариковых подшипников.

Условие C≥Cрасч 15700≥3262,6 (выполняется)

14. Описание конструкции спроектированных  узлов

 

В данном курсовом проекте необходимо было спроектировать токарно-винторезный станок, максимальный диаметр детали над станиной у которого 400 мм.

Коробка скоростей представляет тобой совокупность передач, при помощи которых можно передать 18 частот вращения начиная от 50 мин-1 до 2500 мин-1. В коробке скоростей установлены шлицевые валы, на которые насажены единичные и блочные передачи. Всего в коробке два блока, состоящих из трёх колёс и один блок, состоящих из двух колёс , и восьми одиночных колёс. В коробке также расположен шпиндель, на конце которого закрепляется патрон.

Так как компоновка станка не отличается от компоновки станка – прототипа, то все остальные конструктивные элементы и узлы взяты из него.

 

15. Описание системы смазки спроектированных узлов

 

Основное назначения системы смазки коробки скоростей и коробки подач сводится к уменьшению потерь мощности на трение, сохранению точности работы, предотвращению вибрации, снижению интенсивности износа трущихся поверхностей, а также к предохранению их от заедания, задирав и коррозии.

В качестве смазочных материалов для подшипников возможно применение масла индустриального 20 (веретенное 3) или турбинного 30 (турбинное УТ), т.к. диаметры валов под подшипники не превышают 60 мм, а число оборотов составляет 2500 мин-1.

В качестве смазочных материалов для зубчатых передач применяют жидкие минеральные масла. Выбор сорта минерального масла производится в зависимости от условий работы коробки скоростей и коробки подач, передаваемой мощности, окружной скорости в зацепление, а также температуры масла в картере коробок.

Также значение имеет вязкость, чем она меньше, тем выше окружная скорость т.к. в спроектированной коробке скоростей окружная скорость не превышает 5,65 м/с, то принимаем масло цилиндровое 24 (вискозин).