Пректировнаие коробки скоростей вертикально сверлильного станка

 

, мм

 

где  zi – число зубьев рассчитываемой шестерни;

Ψ – коэффициент ширины зубчатого венца Ψ=6¸10, для предварительного расчета примем  Ψ =8;

YFi – коэффициент, учитывающий форму зуба рассчитываемой шестерни;

TFi – расчетный крутящий момент по напряжениям изгиба на валу рассматриваемой шестерни, Н·м;

σFp – допускаемое напряжение изгиба, МПа.

TFi= T1 × 1, 2= 122, 7 × 1, 2= 147, 24

YFi = 3, 90

= 2, 29

Принимаю модуль из стандартного ряда m1=3

TFi= T1 × 1, 2= 152, 8 × 1, 2= 183, 36

YFi = 3, 78

 

Принимаю модуль из стандартного ряда m2=2, 25

TFi= T1 × 1, 2= 367, 6 × 1, 2= 441, 12

YFi = 4, 07

 

Принимаю модуль из стандартного ряда m3=4.

 

 

 

Определение параметров зубчатых колес.

Делительный диаметр колес:

d = m · Z

Диаметр выступов вершин зубьев колес:

da = d + 2 · m

Диаметр впадин зубьев колес:

dƒ = d – 2,5 · m

Ширина колеса:

b = ψ · m

где ψ = 8 – коэффициент ширины зуба.

Межосевое расстояние:

,

где dШ- делительный диаметр зубчатого колеса, мм;

dK – делительный диаметр парного ему колеса

Таблица 1 - Параметры зубчатых колес

Блок	№ колес	m	d	da	df	aw
1	Z1=24	3	72	78	64,5	81
	Z2=30		90	96	82,5
	Z3=27		81	87	73,5
	Z4=27		81	87	73,5
2	Z5=32	2, 25	72	76, 5	70, 9	126
	Z6=80		180	184, 5	178, 9
	Z7=56		126	130,5	120, 4
	Z8=56		126	130, 5	120, 4
3	Z9=28	4	112	120	102	144
	Z10=44		176	182	166
	Z11=36		144	152	134
	Z12=36		144	152	134

 

 

11. Расчет промежуточного вала на прочность

Наибольшая нагрузка на второй вал будет при включении передач с наибольшим передаточным числом, т.е, при наибольшем понижении частоты вращения.

 В прямозубой передаче силу  нормального давления, возможно представить в виде двух составляющих:

Тангенциальная сила

 

Радиальная сила

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок1- Силы, действующие на исследуемый вал

 

 

 

 

 

Найдем реакцию в опорах

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверка:

 

 

при

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2 - Эпюра изгибающих моментов

 

Найдем реакцию  в опорах

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверка:

 

 

при

 

 

 

 

Рисунок 3 - Эпюра изгибающих моментов

Расчет суммарного изгибающего момента

 

[с.1 ст.27]

 

 

Эквивалентный момент

 

[с.1 ст.27]

 

 

 

 

Оценка прочности выполняется по формуле

 

Допускаемые напряжения

W – момент сопротивления вала в расчетном сечении со шпоночным пазом определяют по формуле

 

d – диаметр нагружаемого вала;

b – ширина шпоночного паза;

t – глубина шпоночного паза;

 

 

Условие выполняется

 

12. Проверочный расчет зубчатых передач

Расчет допускаемого напряжения  изгиба σFp  выполняется по формуле

 

где  σFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений N;

SF – коэффициент безопасности равен 1, 7…2, 2(большее значение для литых заготовок);

KFL – коэффициент долговечности, при постоянном режиме работы определяется по формуле:

 

где m=6 при HB<350

NFE - эквивалентное число циклов нагружения, определяется по формуле

 

где n – частота вращения (шестерни);

tΣ – суммарное время работы передачи;

 

 

КFE – коэффициент приведения принимаем по таблице 0, 100.

tΣ = 365×L×24×Kсут×Кг×ПВ

 

где Kг – коэффициент использования передачи в течение года (0, 7);

Kс – коэффициент использования передачи в течение суток (0, 5);

L –  срок службы передачи в годах (10 лет);

  ПВ – продолжительность включения;

tΣ = 365×10×24×0, 5×0, 7= 43×103

 

 

Принимаем = 1.

 

 

Расчет проводим на выносливость по напряжениям изгиба и  контактным напряжениям для ведущих шестерен базовых передач по формуле:

- по  напряжениям изгиба:

 

где и ТH1  - расчетные крутящие моменты по напряжениям изгиба и контактным напряжениям, Н×м.

 – коэффициент формы зуба шестерни, принимаем равное 3, 90

m – Модуль вала ведущей шестерни;

Z – Число зубьев рассчитываемой шестерни;

b – Ширина венца рассчитываемой шестерни.

 

 

 

 

 

 

261, 41 ≤ 329, 41

Условие выполняется.

- по контактным напряжениям

 

 

 

где Иф – фактическое передаточное число рассчитываемой передачи; равно обратной величине передаточного отношения (отношению числу зубьев ведомого колеса к ведущему).

Иф = Z2/Z1 = 30/24 = 1, 25

Тн1= T1 max × = 122, 7×1, 18 ×1, 2= 173, 74

 

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

 

где - предел контактной усталости поверхностей зубьев, МПа, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений 23НRc= 23×60.

 –  коэффициент безопасности равное 1, 2.

[2. стр.16., табл. 7]

 

ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев равное 1.

Zn – коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи принимаем равное 1.

 

- коэффициент  долговечности

 

 

где - базовое число циклов напряжений

 –  эквивалентное число циклов напряжений.

 

 

 

1082≤1334

Условие выполняется.

Проверочный расчет показал, что зубчатые передачи сконструированы правильно и выдержат контактные напряжения и напряжения изгиба, возникающие при работе коробки скоростей.

 

 

 

13. Проверочный расчет шпонок на смятие

 

 

где  - частота вращения вала

- диаметр вала 

- длина шпонки

t – выступающая часть шпонки

Проверим шпонку на  I вал шпонка призматическая 10x8x140

 

Призматическая шпонка 8x7x20

 

 

Проверим шпонки на  II Вал шпонки призматические 12x8x81

 

Призматическая шпонка 12x8x36

 

 

Условие выполняется, все шпоночные пазы  на валах допустимы с нагрузками и не превышают  120 МПа.

 

14. Проверка шлицевого соединения

Проверим шлицевое соединение на ǀǀǀ валу зубчатого блока с ранее рассчитанным валом. Проверка шлицевого соединения производится по напряжениям смятия.

 

 

Условие выполняется, следовательно, шлицевое соединение прочное и спроектировано, верно.

27, 35120 МПа.

 

 

 

 

 

 

15. Выбор и расчет подшипников

 

Проверка подшипников качения для второго вала по ресурсу:

Суммарные реакции в опорах

 

 

Сильнее нагружена первая опора.

Определение эквивалентной нагрузки

Так как данная передача является прямозубой, то эквивалентную нагрузку определяем:

.

, 05

 

Определяем долговечность предварительно выбранного подшипника 207  ГОСТ 8338-75 по динамической грузоподъемности

 

nǀǀ =500 об/мин

 

 

 

Для подшипников должно выполняться условие Lh>10000 часов

26500>10000 часов

Подшипник выбран, верно.

 

 

 

        16. Расчет клиноременной передачи

1. Длина ремня, мм

,

 

 

a =2, 6 ×d1=2, 6×200=520

Принимаем из стандартного ряда Lp=1800мм

2. Уточненное  межосевое расстояние, мм

,

где - расчетная длина, мм

 

 

 

3. Угол обхвата, о

 

 

4. Число ремней

 

где  Рo – мощность, кВт

Принимаем Ро = 5, 47

СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

Принимаем СL = 0, 86

Ср – коэффициент режима работы

Принимаем Ср = 1, 1

  - коэффициент угла обхвата

Принимаем

Сz – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче

Принимаем Сz = 0, 90

 

 

5. Натяжение ветви ремня, Н

,

 

 

 

 

где – скорость, м/с

 

 

 

 – коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н×с2)/м2

Принимаем = 0, 3

 

6. Сила, действующая на  вал, Н

 

 

7. Рабочий ресурс передачи, ч

 

где НОЦ – базовое число циклов

Принимаем НОЦ = 4, 7 ×106

 

При постоянной нагрузке Сн =1

 – коэффициент учитывающий  влияние передаточного отношения

 

 

 

- максимальные напряжения в сечении ремня, МПа

 

=

  - напряжения от центробежной силы, МПа

 

- Плотность ремня 

- служит для  перевода σ в МПа

 

 

245, 5

 

 

 

 

17. Система смазки коробки скоростей

Смазочной системой называют совокупность устройств для подачи смазочного материала к трущимся поверхностям и возврата его в резервуар.

Преимущественно использовать смазка масляным туманом. Достоинства этой смазки заключаются в том, что в подшипники подается малое количество смазки, осуществляется интенсивное охлаждение подшипника сжатым воздухом, избыточное давление воздуха в подшипнике препятствует проникновению в подшипники внешнего загрязнения, подшипники постоянно и равномерно обеспечиваются смазкой. Масляный туман образуется с помощью специальных приборов – туманообразователей.  

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы

 

1. Вешкурцев В.И., Мирошин Д.Г. Курсовое проектирование по дисцеплине «Оборудование отрасли»: Учеб. пособие. – Екатеринбург: Изд-во Рос. гос. проф.-пед ун-та, 2005. - 114с.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И. М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. И доп- М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.: ил.