Агрегатный станок по нарезанию гаек с мелкими шагами

 

     Кинематическая  схема коробки скоростей представлена на рисунке 2.4.

     Рис. 2.4 – Кинематическая схема коробки скоростей 

     2.3.5 Проектировочный расчет валов 

     Мощности  на валах определяются по формуле [2]:

      ,

     где N_дв – мощность двигателя;

       η – КПД участка кинематической  цепи от двигателя до рассчитываемого  вала.

       кВт,

      кВт,

      кВт,

       кВт.

     Передаваемые  крутящие моменты на валах определяются по формуле [4]:

      , Н·см,

     где N_i – передаваемая валом мощность, кВт;

       n – частота вращения вала.

      Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

      Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м,

       Н·м.

     Определяем  диаметры валов по допускаемому напряжению при кручении [τ]=25…30 МПа [4]:

      .

      мм,

      мм,

      мм,

       мм,

      мм,

       мм,

       мм,

       мм,

       мм,

       мм,

       мм. 

     2.3.6 Определение параметров зубчатых колес 

     Определим модуль зубчатых колес по формуле [4]:

      ,

     где k_m – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач k_m = 14;

     М₁ – крутящий момент на шестерне, Н·м;

     z – число зубьев меньшего колеса в передаче.

     k_FB –  коэффициент,  учитывающий неравномерность  распределения  на-

     грузки  по ширине венца, можно принять равным 1,1.

     Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни принимается равным 0,2 ... 1,6. Принимаем   =0,35.

     Коэффициент y_F1 , учитывающий форму зуба, можно определить по таблице 4.

     Таблица 4 – Значения коэффициента y_F1

zi	36	27	32	29
yF1	3,71	3,82	3,78	3,80

 

       Допускаемое изгибное напряжение  σ _FP  определяется по формуле [4]:

      ,

     где   – допускаемое напряжение зубьев по изгибу, МПа, соответствующее базовому числу циклов перемены напряжений;

     k_FL – коэффициент долговечности.

     Для колес из стали 40Х с поверхностной  закалкой ТВЧ до твердости поверхностей зубьев НRC 48..52 величина =270 МПа, k_FL≤1,63.

       МПа.

     Рассчитанные  значения модулей колес округлим до стандартных значения в соответствии с ГОСТ 9563–60.

     Модуль  колес в первой передачи:

       мм.

     Модуль  колес во второй передаче:

       мм.

     Модуль  колес в третьей передаче:

       мм.

     Модуль  колес в четвертой передаче:

       мм.

     Произведем  расчет зубчатого колеса 1.

     Делительный диаметр зубчатых колес определяется по формуле [4]:

     

       мм.

     Определяем  делительное межосевое расстояние колес по формуле [5]:

     

      мм.

     Определяем  ширину венца зубчатых колес по формуле [5]:

      ,

       мм.

     Определяем  диаметр впадин зубьев по формуле [5]:

      ,

       мм.

     Определяем  диаметр вершин зубьев по формуле [5]:

      ,

       мм.

     Аналогично  определяем параметры для оставшихся колес. Результаты сведем в таблицу5.

     Таблица 5 – Параметры зубчатых колес

№ колеса	mi, мм	zi, мм	di, мм	ai, мм	bi, мм	dfi, мм	dai, мм
1	4	29	116	120	36	106	124
2	4	31	124	120	36	114	132
3	3	45	135	121,5	30	127,5	141
4	3	36	108	121,5	30	114	100,5
5	3	54	162	121,5	30	154,5	168
6	3	36	108	121,5	30	114	100,5
7	3	45	135	121,5	30	127,5	141
8	3	27	81	121,5	30	73,5	87
9	3	36	108	121,5	30	114	100,5
10	3	32	96	121,5	30	88,5	102
11	3	36	108	108	30	114	100,5
12	3	40	120	108	30	112,5	126

 

     2.3.7 Расчет валов

     Расчет  валов на прочность 

     Произведем  расчет валов на прочность при  включении четвертой ступени (рисунок  2.5).

     

     Рис. 2.5 – График частот вращения шпинделя

     Округляем  полученные значения в пункте 2.5 диаметры валов до ближайших стандартных значений внутреннего кольца подшипника по ГОСТ 8338–57 и принимаем эти значения за диаметры шеек валов под подшипники. Таким образом, получим следующие значения:

     d_I=17 мм, d_II=20 мм, d_III=17мм, d_IV=17мм.

     При расчете валов на прочность необходимо составить расчетные схемы в  соответствии с нагрузками, действующими в зубчатых зацеплениях.

     Схема нагружения вала I изображения на рисунке 2.6.  

     

     Рис. 2.6 – Схема нагружения первого вала 

     В соответствии с схемой нагружения составим расчетную схему вала I (рисунок 2.7). 
 

     

     Рис. 2.7 – Расчетная схема вала I

     Рассчитаем  вал I.

     Крутящий  момент, передаваемый валом I, М₁=26.173 Н·м. Определим усилия в зацеплении по формулам [4]:

     – окружные: ,

     – распорные: ,

     где d_i – делительный диаметр колеса в зацеплении.

       Н,

      Н.

     Определим опорные реакции:

     

     Определяем  моменты в точках, где приложены  силы и находим результирующий изгибающий момент.

     Результирующий  изгибающий момент:

     

     Эквивалентный момент:

     

     Диаметр вала:

      .

       мм.

     Принимаем d=20 мм.

     Схема нагружения вала II изображения на рисунке 2.8. 

     

     Рис. 2.8 – Схема нагружения второго вала 

     Расчетная схема вала II изображена на рисунке 2.9.

      Рис. 2.9 – Расчетная схема вала II 
 

     Рассчитываем  вал II.

       Н,

       Н,

       Н,

      Н.

     Определим опорные реакции вала II:

     

     

     

     Результирующие  изгибающие моменты:

     

     Эквивалентные моменты:

     

     Диаметр вала:

      .

       мм.

     Принимаем d=20 мм.

     Расчет  вала III. Схема нагружения вала III изображения на рисунке 2.10.

     

     Рис. 2.10 – Схема нагружения третьего вала

     Рис. 2.11 – Расчетная схема вала III

     На  рисунке 2.11 представлена расчетная схема вала III.

      Н,

      Н,

      Н,

      Н.

       Н.

      Н.

       Н.

       Н.

     Определим опорные реакции вала III:

     

     

     

     Результирующие  изгибающие моменты:

     

     Эквивалентные моменты:

     

     Диаметр вала:

      .

       мм.

     Принимаем d=25 мм. 

     Расчет  валов на жесткость 

     Вал, рассчитанный из условий динамической прочности, может не обеспечить нормальной работы зубчатых колес и подшипников, если будет чрезмерно деформироваться. Расчет на жесткость сводится к определению  прогиба у и угла наклона оси  θ.

     Допускаемый прогиб вала под зубчатыми колесами не должен превышать 0,01–0,03 модуля m. Углы наклона оси вала не должен превышать 0,001 радиан.