Проектирование и расчет коробки скоростей со сложенной структурой и неравномерным рядом частот вращения шпинделя токарно-винторезного станка

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9236

Проектирование и расчет коробки скоростей со сложенной структурой и неравномерным рядом частот вращения шпинделя токарно-винторезного станка
1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя
Цель проекта – разработка конструкции коробки скоростей со сложенной структурой и неравномерным рядом частот вращения шпинделя. Исходные данные к проекту: число ступеней регулирования z = 16, минимальная частота вращения выходного вала nmin = 20 об/мин, знаменатель ряда частот вращения φ = 1,26, ориентировочная частота вращения ротора электродвигателя nЭЛ = 1450 об/мин, фактическая мощность двигателя NЭЛ = 2,4 кВт. При работе над проектом требуется проведение кинематического и силового расчета, а также проектирование кулачкового механизма переключения скоростей. В результате проектирования необходимо разработать сборочные чертежи коробки скоростей (развертку, свертку, механизм переключения), а также рабочие чертежи основных деталей.

Так как в задании оговаривается неравномерность ряда частот вращения, то для начала рассмотрим кинематику коробки скоростей с равномерным рядом.
Для реализации ряда частот вращения n1 … n16 при заданном знаменателе φ = 1,26 и n1 = 20 об/мин в качестве прототипа используем структурную формулу

z = 41 × (24 + 1 × 1 × 24) = 16

Равномерный ряд частот вращения выходного вала n1 … n16 получим в виде геометрической прогрессии с первым членом n1 = 20 об/мин и знаменателем ряда φ = 1,26

Таблица 1 – Ряд частот вращения множительной структуры, об/мин
n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16
20 25 32 40 50 64 80 101 127 160 202 254 320 404 508 641


По заданным значениям частоты вращения м мощности на роторе электродвигателя по каталогу подбираем стандартный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором модели АОЛ2-32-4 номинальной мощностью N = 3 кВт и частотой вращения n = 1430 об/мин [1, с. 63, таблица 9].
Для формулы с равномерной структурой строим график частот вращения выходного вала (рисунок 1).
Путем изменения характеристик множительных групп можно существенно расширить диапазон регулирования подач при том же числе передач в группах, а также добиться более рационального распределения плотность ступеней регулирования в пределах диапазона.
Предполагаем, что проектируемая коробка должна отличаться от коробки с равномерным рядом подач увеличенным диапазоном регулирования (за счет увеличения Smax). Вместе с тем предусматриваем более грубое регулирование в верхней и нижней частях диапазона. Таким образом, кинематические характеристики коробки будут оптимальными для станка большую часть времени работающего в диапазоне подач S=0,38…1,91 мм/об.

Рисунок 1 – График частот вращения для формулы
z = 41 × (24 + 1 × 1 × 24) = 16 с равномерным рядом

Неравномерный ряд частот вращения получим, изменив характеристику общей множительной группы 41. В исходной коробке с равномерной структурой характеристика группы X = 1. Это означает, что между концами лучей u1…u2, u2…u3, u3…u4 на графике частот вращения винта будет строго один интервал ℓg φ.
Изменяя характеристику множительной группы добиваемся расширения диапазона регулирования: назначаем расстояния между концами лучей u1…u2 – два интервала; u2…u3 – три интервала; u3…u4 – два интервала.
Полученный график частот вращения представлен на рисунке 2.



Рисунок 2 – График частот вращения выходного вала для формулы
z = 42…3 × (24 + 1 × 1 × 24) = 16 с расширенным диапазоном
и более тонким регулированием в середине диапазона

Минимальное общее передаточное отношение при включении низшей скорости
umin = n1 / nДВ = 20 / 1430 = 0,014

Далее в соответствии с графиком частот вращений определяем передаточные отношения зубчатых передач множительных групп по формуле

ui = φ±qi

где qi – число интервалов ℓg φ, пересекаемое лучом ui, на графике частот вращений.



u5 =1,26-4,5 = 0,35 u6 =1,26-4,5 = 0,35 u7 =1,26-1 = 0,79
u8 =1,26-5 = 0,31 u9 =1,26-2 = 0,63 u10 =1,26-6 = 0,25

Передаточное отношение передач группы 41 определим из уравнения кинематической настройки коробки скоростей при n1 = 20 об/мин

nЭЛ × u4 × u5 × u6 × u8 = n1 = 20 об/мин

u4 = n1 / (nЭЛ × u5 × u6 × u8) = 20 / (1430 × 0,35 × 0,35 × 0,31) = 0,36

Определяем числа зубьев зубчатых передач множительных групп


Из справочника для заданных значений передаточных отношений принимаем суммарное число зубьев зубчатых колес z = 75 [2, с. 575, приложение 21], тогда:

z1 = 48, z2 = z – z1 = 75 – 48 = 27;
z3 = 40, z4 = z – z3 = 75 – 40 = 35;
z5 = 27, z6 = z – z5 = 75 – 27 = 48.
z7 = 20, z6 = z – z5 = 75 – 20 = 55.




z9 = 20, z10 = z – z9 = 77 – 20 = 57;
z11 = 20, z12 = z – z11 = 77 – 20 = 57.



z13 = 37, z14 = z – z13 = 84 – 37 = 47;
z15 = 20, z16 = z – z15 = 84 – 20 = 64.


z17 = 36, z18 = z – z17 = 93 – 36 = 57;
z19 = 19, z20 = z – z19 = 93 – 19 = 74.

В соответствии с выполненными расчетами вычерчиваем кинематическую схему коробки скоростей с указанием чисел зубьев



Рисунок 3 – Кинематическая схема коробки скоростей

Для расчета силовых характеристик коробки скоростей задаемся расчетной цепочкой, при которой выходной вал вращается с частотой вращения n2 = 64 об/мин (рекомендуется выбирать из нижней трети диапазона частот вращения). По графику частот вращения находим рассчитываемые передачи (z3/z4 ; z9/z10 ; z11/z12 ; z15/z16) и частоты вращения валов
nI = 1430 об/мин; nII = 1634 об/мин; nIII = 573 об/мин;
nIV = 201 об/мин; nV = 63 об/мин.
2 Расчет силовых характеристик

Определяем крутящие моменты на валах привода







где ηi – КПД элементов, составляющих привод [1, с. 61, таблица 7]
ηЗ = 0,98 – КПД зубчатой передачи;
ηп = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

3 Расчет зубчатых передач

Исходные данные для расчета передачи z3/z4:
- частота вращения шестерни n1 = 1430 об/мин,
- передаточное число u = 35/40 = 0,88;
- крутящий момент на шестерне Т1 = МI = 16027 Н∙мм;
- крутящий момент на колесе Т2 = МII = 13606 Н∙мм.

Выбираем материал колес – сталь 40Х, термообработка – закалка токами высокой частоты (т.в.ч.) до твердости на поверхности не менее HRCЭ50 [3, с. 82].
Определяем допускаемые контактные напряжения



где Hlimb – предел контактной выносливости для легированных сталей высокой твердости
Hlimb = 17HRC + 70 = 17  50 + 70 = 920 МПа

КHL = 1 [3, с. 33] – коэффициент долговечности;
[SH] = 1,1 [3, с. 33] – коэффициент безопасности.

Определяем предварительное межосевое расстояние исходя из условия обеспечения достаточной контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм

где Ка = 49,5 [3, с. 32] – коэффициент, учитывающий для прямозубых;
КН = 1,35 [3, с. 32] - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при несимметричном расположении колес относительно опор валов;
ba = b/aW = 0,1 [2, с. 103] – коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния.
По предварительному межосевому расстоянию определяем модуль зацепления


Расчетный модуль зацепления округляем до стандартного значения по ГОСТ9563-60* m = 2 мм [3, с. 36].

Определяем делительные диаметры колес z3 и z4

d3 = mz3 = 240 = 80 мм, d4 = mz4 = 235 = 70 мм,
Уточняем межосевое расстояние



Определяем ширину венцов колес

[b] = baaw = 0,175 ≈ 8 мм.
Определим окружную скорость колес



Для прямозубых колес при  = 5,99 м/с рекомендуется назначать седьмую степень точности передачи [3, с. 32].
При модуле m = 2 мм и ширине венца b = 8 мм определяем контактные напряжения на активных поверхностях зубьев



где КН – уточненный коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба;

КН = КН  КН = 1,35  1 = 1,35

КН = 1,35 [3, с. 32] - при несимметричном расположении колес относительно опор валов,
КН = 1 [3, с. 40] – при окружной скорости передачи  = 5,99 м/с, 7-й степени точности и коэффициенте ширины венца ba = 0,1.
Расчет показывает, что Н = 582 МПа < [Н] = 837 МПа, следовательно, передача z3 и z4 удовлетворяют требованиям контактной выносливости.
Определяем окружную силу, действующую в зацеплении z3 / z4



Определяем радиальную силу

Fr = Ft ∙ tg α = 401 ∙ tg 20° = 146 Н

Определяем допускаемые напряжения изгиба


где = 675 МПа [3, с. 44] – предел изгибной прочности;
[SF]’ = 1,8 [3, с. 44] – коэффициент безопасности для легированных сталей;
[SF]” = 1 [3, стр. 45] – коэффициент, учитывающий непостоянство механических свойств материала.
При работе цилиндрической прямозубой передачи при одинаковых материалах и ширинах зубчатых венцов наибольшие изгибные напряжения возникают у зубчатых колес имеющих меньшее число зубьев. В нашем случае у колеса z4 = 35, поэтому проверочный расчет на прочность при изгибе будем проводит для колеса z4.
Определяем действующие изгибные напряжения для колеса z4



где KF = 1,264 [3, с. 43] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по ширине зуба;
YF = 3, 8 [3, с. 42] – коэффициент формы зуба при числе зубьев z = 35.
Из расчета видно, что изгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки F = 131 МПа < [F] = 386 МПа, следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.
Для остальных рассчитываемых передач принимаем те же материалы и термообработку, что и для передачи z3 / z4. Методика расчета этих передач аналогична. В таблице 2 представлены исходные данные и результаты расчета передач по расчетной цепочке.
Таблица 2 – Расчет зубчатых передач
Наименование Обозна-чение Размер-ность Рассчитываемая передача
z3/z4 z9/z10 z11/z12 z15/z16
Число зубьев ведущего колеса zI – 40 20 20 20
Число зубьев ведомого колеса zII – 35 57 57 64
Передаточное число u – 0,88 2,85 2,85 3,20
Частота вращения ведущего колеса nI об/мин 1430 1634 573 201

Продолжение таблицы 2
Наименование Обозна-чение Размер-ность Рассчитываемая передача
Z3/Z4 Z9/Z10 Z11/Z12 Z15/Z16
Частота вращения ведомого колеса nII об/мин 1634 573 201 63
Расположение передачи относительно опор валов – – несиммет-ричное несиммет-ричное несиммет-ричное несиммет-ричное
Материал зубчатых колес – – Сталь 40Х Сталь 40Х Сталь 40Х Сталь 40Х
Термообработка – – закалка т.в.ч закалка т.в.ч закалка т.в.ч закалка т.в.ч
Твердость – – HRC HRC HRC HRC
50 50 50 50
Способ получения заготовки – – поковка поковка поковка поковка
Предел контактной выносливости σHlimb МПа 920 920 920 920
Коэффициент безопаснос-ти контактных напряжений [S]H – 1,1 1,1 1,1 1,1
Коэффициент долговечности КHL – 1,0 1,0 1,0 1,0
Допускаемое контактное напряжение [σ]H МПа 837 837 837 837
Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба σFlimb МПа 675 675 675 675
Коэффициент безопасности напряжений изгиба (от материала) [S]F – 1,75 1,75 1,75 1,75
Коэффициент безопасности напряжений изгиба (от заготовки) [S]F – 1,0 1,0 1,0 1,0
Допускаемое напряжение изгиба [σ]F МПа 386 386 386 386
Крутящий момент на ведущем колесе Т1 Н•мм 16027 13606 37621 104024
Крутящий момент на ведомом колесе Т2 Н•мм 13606 37621 104024 322957
Коэффициент для прямозубых передач Ка – 49,5 49,5 49,5 49,5
Коэффициент (от твердости и расположения относительно опор) КНβ – 1,35 1,35 1,35 1,35

Продолжение таблицы 2
Наименование Обозна-чение Размер-ность Рассчитываемая передача
Z3/Z4 Z9/Z10 Z11/Z12 Z15/Z16
Коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния ψba – 0,1 0,1 0,1 0,1
Допускаемое межосевое расстояние [а]W мм 65 85,2 119,6 176,2
Допускаемый модуль зацепления [m] мм 1,8 2,3 3,2 4,2
Принятый модуль зацепления m мм 2 2,5 3,5 4,5
Принятое межосевое расстояние аW мм 75 96,25 134,75 189
Расчетная ширина зуба [b] мм 7,5 9,625 13,475 18,9
Принятая ширина зуба b мм 8 10 14 20
Поправочный коэффициент для контактных напряжений КН – 1,35 1,42 1,42 1,42
Динамический коэффициент для контактных напряжений КНυ – 1 1,05 1,05 1,05
Окружная скорость колес υ м/с 5,99 4,28 2,10 0,95
Фактическое контактное напряжение σH МПа 582 624 626 668
Окружное усилие в зацеплении Ft Н 401 544 1075 2312
Радиальное усилие в зацеплении Fr Н 146 198 391 841
Коэффициент формы зуба YF – 3,8 4,09 4,09 4,09
Поправочный коэффи-циент для напряжений изгиба КF – 1,264 1,305 1,201 1,209
Динамический коэффи-циент для напряжений изгиба КFυ – 1,25 1,25 1,15 1,15
Коэффициент неравномерности распределения напряжений изгиба КFβ – 1,012 1,044 1,044 1,051
Коэффициент ширины венца относительно делительного диаметра ψbdI – 0,10 0,20 0,20 0,22

Окончание таблицы 2
Наименование Обозна-чение Размер-ность Рассчитываемая передача
Z3/Z4 Z9/Z10 Z11/Z12 Z15/Z16
Фактическое напряжение изгиба σF МПа 121 117 108 127
Проверка условия контактной прочности – – σH ≤ [σ]H σH ≤ [σ]H σH ≤ [σ]H σH ≤ [σ]H
582 ≤ 837 - выполнено 624 ≤ 837 - выполнено 626 ≤ 837 - выполнено 668 ≤ 837 - выполнено
Проверка условия изгибной прочности – – σF ≤ [σ]F σF ≤ [σ]F σF ≤ [σ]F σF ≤ [σ]F
121 ≤ 386 - выполнено 117 ≤ 386 - выполнено 108 ≤ 386 - выполнено 127 ≤ 386 - выполнено

Для остальных передач каждой множительной групп принимаем модуль и ширину венца такие же, как и у передач по расчетной цепочке. Определяем геометрические размеры остальных передач множительных групп (таблица 2).

Таблица 2 – Размеры зубчатых колес
Число зубьев, z Модуль
m, мм Размеры зубчатых колес, мм
Делительный диаметр, d Диаметр вершин, da Диаметр впадин, df Межосевое
расстояние, aW
48 2 96 100 91 75
27 54 58 49
40 2 80 84 75 75
35 70 74 65
27 2 54 58 49 75
48 96 100 91
20 2 40 44 35 75
55 110 114 105
20 2,5 50 55 43,75 96,25
57 142,5 147,5 136,25
20 3,5 70 77 61,25 134,75
57 199,5 206,5 190,75
37 4,5 166,5 175,5 155,25 189
47 211,5 220,5 200,25
20 4,5 90 99 78,75 189
64 288 297 276,75
19 2,5 47,5 52,5 41,25 116,25
74 185 190 178,75
36 2,5 90 95 83,75 116,25
57 142,5 147,5 136,25


4 Расчет валов


Исходными данными для расчета валов являются осевые размеры, определяемые по компоновочному эскизу (рисунок 4), и сосредоточенные силы, приложенные в зацеплениях.


Рисунок 4 – Схема расположения валов и зацеплений
в плоскости, перпендикулярной осям валов

Окружные силы Ft (изображаются удлиненными стрелками) приложены в точке пересечения делительных окружностей и направлены вдоль общей касательной к окружностям. Радиальные силы Fr (изображаются укороченными стрелками) направлены к центрам соответствующих колес.
При разработке компоновочного эскиза учтена возможность сцепления колес на валу V с колесами на валу IV (длинная кинематическая цепь) и с колесами на валу II (короткая кинематическая цепь). При расчете опорных реакций все внешние силы должны быть разложены на вертикальные и горизонтальные составляющие. Так как по эскизной компоновке два луча, соединяющие точки приложения сил зацеплений с центром делительной окружности для валов II … IV отличаются от 90 и 180°, то для этих валов необходимо учесть перекос осей на углы α1 , α2 и α3 (рисунок 4).
Приведем составляющие сил зацеплений на ведущих шестернях к вертикальным и горизонтальным.
В сечении «2» вала II

Fy = –Ft • sin α1 + Fr • cos α1 = –544 • sin 45° + 198 • cos 45° = –245 Н
Fx = –Ft • cos α1 – Fr • sin α1 = –544 • cos 45° – 198 • sin 45° = –525 Н

где Ft = 544 Н – окружная сила в зацеплении колес z9 / z10 ;
Fr = 198 Н – радиальная сила в зацеплении колес z9 / z10 ;
α1 = 45° – угол между силой Ft и горизонталью.

Проверка



В сечении «2» вала III

Fy = –Ft • sin α2 + Fr • cos α2 = –1075 • sin 30°20’ + 391 • cos 30°20’ = –205 Н
Fx = Ft • cos α2 + Fr • sin α2 = 1075 • cos 30°20’ + 391 • sin 30°20’ = 1125 Н

где Ft = 1075 Н – окружная сила в зацеплении колес z11 / z12 ;
Fr = 391 Н – радиальная сила в зацеплении колес z11 / z12 ;
α2 = 30°20’ – угол между силой Ft и горизонталью.

Проверка



В сечении «2» вала IV

Fy = Ft • sin α2 – Fr • cos α2 = 2312 • sin 36°25’ – 841 • cos 36°25’ = 689 Н
Fx = Ft • cos α2 + Fr • sin α2 = 2312 • cos 36°25’ + 841 • sin 36°25’ = 2362 Н

где Ft = 2312 Н – окружная сила в зацеплении колес z15 / z16 ;
Fr = 841 Н – радиальная сила в зацеплении колес z15 / z16 ;
α2 = 36°25’ – угол между силой Ft и горизонталью.

Проверка



Так как силы зацепления парных колес взаимно уравновешены, то на ведомые колеса (сечения валов «1») действуют силы зацеплений равные по значению, но противоположные по знаку соответствующим силам на ведущих колесах. Запишем вертикальные и горизонтальные составляющие на ведомых колесах в сечениях «1»
В сечении «1» вала III

Fy = 245 Н Fx = 525 Н

В сечении «1» вала IV

Fy = 205 Н Fx = –1125 Н

В сечении «1» вала V

Fy = –689 Н Fx = –2362 Н

Рассмотрим подробно расчет вала I.
Определяем предварительные значения диаметра вала из расчета на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям



где [τ] = 20 МПа [3, с. 161] – допускаемое напряжение при кручении.
На этапе предварительной компоновки выявляем расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
По посадочным диаметрам валов под опоры подбираем стандартные подшипники: подшипник 202 ГОСТ 8338-75 (внутренний диаметр 15 мм).
Исходными данными для расчета являются нагрузки, действующие на валы со стороны механических передач(нагрузки от передач были определены при расчете соответствующих передач), а также осевые размеры валов. Ориентировочные размеры валов получим из предварительной эскизной компоновки редуктора с учетом расположения шкивов и цилиндрических зубчатых колес.
Расчетные схемы вала и эпюры моментов представлены на рисунке 5.


Рисунок 5 – К расчету вала I
Для определения реакции опоры RY1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда


где FY1 = Fr(Z3/Z4) = 146 Н – вертикальная сила в зацеплении колес z3/z4, равная радиальной;
ℓ1 = 97,5 мм; ℓ2 = 53,5 мм – расстояние от места приложения нагрузки до середин опор вала (размеры выявлены из предварительной компоновки).
Для определения реакции опоры RY2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда


Проверка
Для определения реакции опоры RX1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда



Для определения реакции опоры RX2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда

Проверка
Определяем суммарные радиальные реакции опор




Рассмотрим наиболее нагруженный подшипник.
Эквивалентная нагрузка

РЭ2 = R2 • V • Кб • КТ = 276 • 1 • 1,2 • 1 = 331,2 Н

где V = 1 [3, с. 212] – коэффициент от вращения внутреннего кольца;
Кб = 1,2 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от условий работы;
КТ = 1 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от температуры.

Для более нагруженного подшипника вычисляем расчетный ресурс



где а1 = 1 [3, 132] – коэффициент, учитывающий вероятность отказов подшипника;
а2 = 0,7 [3, 132] – коэффициент, учитывающий условия работы;
C = 11200 [3, с. 233, таблица 136] - динамическая грузоподъемность.
Рекомендуемое значение расчетного ресурса для заданных условий работы 10000 ч [4, с. 129, таблица 71]. Так как расчетный ресурс подшипников больше требуемого, то делаем вывод о достаточной надежности подшипников вала I.
Уточненный расчет вала состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [S] = 2,5 [3, с. 162].
Определим коэффициенты запаса прочности для предположи¬тельно опасных сечений ведомого вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему).
Назначаем материал вала – сталь 45, имеющую механические свойства:
- временное сопротивление на разрыв в =598 Н/мм2;
- предел выносливости по нормальным напряжениям -1 = 309 Н/мм2;
- предел выносливости по касательным напряжениям -1 = 179 Н/мм2.
Определяем результирующие изгибающие моменты в середине посадочного места колеса


В качестве концентратора напряжений в середине колеса выступает шлицы. Предварительно намечаем шлицы средней серии (наружный диаметр 20 мм, внутренний диаметр 16 мм, ширина шлица 4 мм, число шлицев 6).
Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности



где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе



-1 = 309 Н/мм2 [3, с. 200] – предел выносливости стали 35 при изгибе;
kσ / (εσ∙β) = 1,88 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба;
 – поправочный коэффициент, учитывающий качество обработки и состояние поверхности вала (для термообработанных валов с последующим шлифованием);
 – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;
V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле



W – момент сопротивления изгибу шлицевого сечения вала



d = 16 мм – диаметр впадин шлицев;
ξ = 1,26 – коэффициент, учитывающий усиление вала выступами шлицев

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении



-1 = 179 Н/мм2 [3, с. 200] – предел выносливости при кручении;
kτ / (ετ∙β) = 3,15 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений кручения;
 – поправочный коэффициент, учитывающий качество обработки и состояние поверхности вала (для термообработанных валов с последующим шлифованием);
 – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;
V – амплитуда цикла напряжений при кручения



WКР – момент сопротивления кручению сечения вала



ψτ = 0,1 – коэффициент чувствительности материала вала к постоянной составляющей отнулевого цикла касательных напряжений;
М = V = 7,9 МПа – постоянная составляющая отнулевого цикла касательных напряжений
Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 4,3 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5, следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Проверяем на прочность шпоночное соединение выходного конца быстроходного вала с полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [СМ] = 100 МПа [3, с. 170]


где d = 14 мм – диаметр вала,
lP = l – b = 40 – 5 = 35 мм – длина рабочей грани шпонки,
l = 40 мм – общая длина шпонки,
h = 5 мм – высота шпонки,
t1 = 3 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 5 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочность шлицевое соединение блока шестерен с валом по допускаемым напряжениям смятия [СМ] = 100 МПа [3, с. 175]




где z = 6 – число шлицев,
АСМ – расчетная площадь смятия,



RCP – средний радиус соединения

RCP = 0,25(D+d) = 0,25(20+16) = 9 мм

D = 20 мм – диаметр вершин шлицев,
d = 16 мм – диаметр впадин шлицев,
f = 0,2 мм – фаска при вершине шлица.
Из расчета видно, что напряжение смятия в шлицевом соединении не превышает предельно допустимого, т.е. СМ = 4 МПа < [СМ] = 100 МПа, следовательно, шлицевое соединение удовлетворяет требованиям прочности при смятии.
Для остальных валов принимаем те же материалы и термообработку, что и для вала I. Методика расчета этих валов аналогична. В таблицах 4…7 представлены исходные данные и результаты расчета валов в соответствии с расчетными схемами и предварительной компоновкой коробки.



Рисунок 6 – К расчету вала II
Таблица 4 – Расчет вала II
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету реакций опор и выбору подшипников
Осевой размер вала (рисунок 6) ℓ1 мм 98
Осевой размер вала (рисунок 6) ℓ2 мм 161
Осевой размер вала (рисунок 6) ℓ3 мм 64
Вертикальная сила в сечении 1 FY1 Н 146
Горизонтальная сила в сечении 1 FX1 Н 401
Вертикальная сила в сечении 2 FY2 Н 245
Горизонтальная сила в сечении 2 FX2 Н 525
Частота вращения вала n об/мин 1634
Вертикальная реакция левой опоры RY1 Н 150
Вертикальная реакция правой опоры RY2 Н 241
Горизонтальная реакция левой опоры RX1 Н 383
Горизонтальная реакция правой опоры RX2 Н 543
Суммарная реакция левой опоры R1 Н 411
Суммарная реакция правой опоры R2 Н 594
Расчетная эквивалентная нагрузка РЭ Н 712,8
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 1 My1 Н•мм 14700

Продолжение таблицы 4
Наименование Обозначение Размерность Величина
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 2 My2 Н•мм 15424
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 1 Mx1 Н•мм 37534
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 2 Mx2 Н•мм 34752
Изгибающий момент в сечении 1 M1 Н•мм 40310
Изгибающий момент в сечении 2 M2 Н•мм 38021
Крутящий момент Мкр Н•мм 13606
Предварительный диаметр вала из
расчета на чистое кручение dКР мм 16
Принятый диаметр вала в межопорном расстоянии d мм 25
Посадочный диаметр внутреннего кольца dПД мм 20
Обозначение подшипника – – 104
Динамическая грузоподъемность C Н 9360
Расчетный ресурс подшипников Lh Ч 16160

К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 1
Материал вала – – Сталь 45
Предел прочности материала вала σВ МПа 598
Предел изгибной выносливости материала вала σ-1 МПа 309
Предел выносливости материала вала при кручении τ -1 МПа 179
Коэффициент чувствительности постоянной
составляющей отнулевого цикла
касательных напряжений ψτ – 0,1
Концентратор напряжения – – шлицы
Диаметр вершин шлицев D мм 25
Диаметр впадин шлицев d мм 21
Ширина шлица b мм 5
Число шлицев z – 6
Коэффициент ξ – 1,25
Момент сопротивления изгибу W мм4 1136
Момент сопротивления кручению WКР мм4 2272

Продолжение таблицы 4
Наименование Обозначение Размерность Величина
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 1,92
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 3,27
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 33,4
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 2,9
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 2,9
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 4,8
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 18,3
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 4,6

К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 2
Концентратор напряжения – – шпонка
Диаметр вала в опасном сечении d мм 25
Ширина шпоночного паза b мм 8
Высота шпонки h мм 7
Глубина паза на валу t1 мм 4
Момент сопротивления изгибу W мм4 1251
Момент сопротивления кручению WКР мм4 2785
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 1,98
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 2,09
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 32,2
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 2,4
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 2,4
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 4,8

Окончание таблицы 4
Наименование Обозначение Размерность Величина
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 34
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 4,7

К расчету прочности шпоночного
и шлицевого соединений
Полная длина шпонка L мм 16
Напряжение смятия на боковой поверхности шпонки σсм МПа 45
Длина шлицевого соединения L мм 51
Напряжение смятия на боковой поверхности шлицев σсм МПа 4



Рисунок 7 – К расчету вала III

Таблица 5 – Расчет вала III
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету реакций опор и выбору подшипников
Осевой размер вала (рисунок 7) ℓ1 мм 107,5
Осевой размер вала (рисунок 7) ℓ2 мм 37
Осевой размер вала (рисунок 7) ℓ3 мм 27

Продолжение таблицы 5
Наименование Обозначение Размерность Величина
Вертикальная сила в сечении 1 FY1 Н 245
Горизонтальная сила в сечении 1 FX1 Н 525
Вертикальная сила в сечении 2 FY2 Н 205
Горизонтальная сила в сечении 2 FX2 Н 1125
Частота вращения вала n об/мин 573
Вертикальная реакция левой опоры RY1 Н 59
Вертикальная реакция правой опоры RY2 Н 19
Горизонтальная реакция левой опоры RX1 Н 373
Горизонтальная реакция правой опоры RX2 Н 1277
Суммарная реакция левой опоры R1 Н 378
Суммарная реакция правой опоры R2 Н 1277
Расчетная эквивалентная нагрузка РЭ Н 1532,4
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 1 My1 Н•мм 6342,5
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 2 My2 Н•мм 513
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 1 Mx1 Н•мм 40097,5
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 2 Mx2 Н•мм 34479
Изгибающий момент в сечении 1 M1 Н•мм 40596
Изгибающий момент в сечении 2 M2 Н•мм 34483
Крутящий момент Мкр Н•мм 37621
Предварительный диаметр вала из
расчета на чистое кручение dКР мм 23
Принятый диаметр вала в межопорном расстоянии d мм 25
Посадочный диаметр внутреннего кольца dПД мм 20
Обозначение подшипника – – 204
Динамическая грузоподъемность C Н 12700
Расчетный ресурс подшипников Lh Ч 11580

К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 1
Концентратор напряжения – – шпонка

Окончание таблицы 5
Наименование Обозначение Размерность Величина
Диаметр вала в опасном сечении d мм 25
Ширина шпоночного паза b мм 8
Высота шпонки h мм 7
Глубина паза на валу t1 мм 4
Момент сопротивления изгибу W мм4 1251
Момент сопротивления кручению WКР мм4 2785
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 1,98
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 2,09
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 32,4
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 6,7
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 6,7
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 4,8
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 12,1
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 4,4

К расчету прочности шпоночного соединения
Полная длина шпонка L мм 20
Напряжение смятия на боковой поверхности шпонки σсм МПа 84



Рисунок 8 – К расчету вала IV
Таблица 6 – Расчет вала IV
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету реакций опор и выбору подшипников
Осевой размер вала (рисунок 8) ℓ1 мм 144,5
Осевой размер вала (рисунок 8) ℓ2 мм 144
Осевой размер вала (рисунок 8) ℓ3 мм 29,5
Вертикальная сила в сечении 1 FY1 Н 205
Горизонтальная сила в сечении 1 FX1 Н 1125
Вертикальная сила в сечении 2 FY2 Н 689
Горизонтальная сила в сечении 2 FX2 Н 2362
Частота вращения вала n об/мин 201
Вертикальная реакция левой опоры RY1 Н 176
Вертикальная реакция правой опоры RY2 Н 718
Горизонтальная реакция левой опоры RX1 Н 395
Горизонтальная реакция правой опоры RX2 Н 1632
Суммарная реакция левой опоры R1 Н 432
Суммарная реакция правой опоры R2 Н 1783
Расчетная эквивалентная нагрузка РЭ Н 2139,6
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 1 My1 Н•мм 25432

Продолжение таблицы 6
Наименование Обозначение Размерность Величина
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 2 My2 Н•мм 21181
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 1 Mx1 Н•мм 57077,5
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 2 Mx2 Н•мм 48144
Изгибающий момент в сечении 1 M1 Н•мм 62487
Изгибающий момент в сечении 2 M2 Н•мм 52597
Крутящий момент Мкр Н•мм 104024
Предварительный диаметр вала из
расчета на чистое кручение dКР мм 32
Принятый диаметр вала в межопорном расстоянии d мм 30
Посадочный диаметр внутреннего кольца dПД мм 25
Обозначение подшипника – – 105
Динамическая грузоподъемность C Н 22500
Расчетный ресурс подшипников Lh Ч 67430
К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 1
Материал вала – – Сталь 45
Предел прочности материала вала σВ МПа 598
Предел изгибной выносливости материала вала σ-1 МПа 309
Предел выносливости материала вала при кручении τ -1 МПа 179
Коэффициент чувствительности постоянной
составляющей отнулевого цикла
касательных напряжений ψτ – 0,1
Концентратор напряжения – – шлицы
Диаметр вершин шлицев D мм 30
Диаметр впадин шлицев d мм 26
Ширина шлица b мм 6
Число шлицев z – 6
Коэффициент ξ – 1,15
Момент сопротивления изгибу W мм4 1984
Момент сопротивления кручению WКР мм4 3968
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 1,96

Продолжение таблицы 6
Наименование Обозначение Размерность Величина
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 3,39
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 26,5
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 13,1
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 13,1

К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 2
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 5,9
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 3,9
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 3,2
Концентратор напряжения – – шпонка
Диаметр вала в опасном сечении d мм 30
Ширина шпоночного паза b мм 8
Высота шпонки h мм 7
Глубина паза на валу t1 мм 4
Момент сопротивления изгибу W мм4 2290
Момент сопротивления кручению WКР мм4 4940
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 2,02
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 2,17
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 27,2
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 10,5
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 10,5
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 5,6
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 7,5
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 4,4

Окончание таблицы 6
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету прочности шпоночного
и шлицевого соединений
Полная длина шпонка L мм 40
Напряжение смятия на боковой поверхности шпонки σсм МПа 72
Длина шлицевого соединения L мм 65
Напряжение смятия на боковой поверхности шлицев σсм МПа 18



Рисунок 9 – К расчету вала V
Таблица 7 – Расчет вала V
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету реакций опор и выбору подшипников
Осевой размер вала (рисунок 9) ℓ1 мм 288,5
Осевой размер вала (рисунок 9) ℓ2 мм 29,5
Вертикальная сила в опасном сечении FY1 Н 689
Горизонтальная сила в опасном сечении FX1 Н 2362
Частота вращения вала n об/мин 63
Вертикальная реакция левой опоры RY1 Н 219
Вертикальная реакция правой опоры RY2 Н 2143
Горизонтальная реакция левой опоры RX1 Н 228
Горизонтальная реакция правой опоры RX2 Н 2232

Продолжение таблицы 7
Наименование Обозначение Размерность Величина
Суммарная реакция левой опоры R1 Н 2678,4
Суммарная реакция правой опоры R2 Н 219
Расчетная эквивалентная нагрузка РЭ Н 2143
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в опасном сечении My1 Н•мм 18464
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в опасном сечении Mx1 Н•мм 63181,5
Изгибающий момент в опасном сечении M1 Н•мм 65824
Крутящий момент Мкр Н•мм 322957
Предварительный диаметр вала из
расчета на чистое кручение dКР мм 47
Принятый диаметр вала в межопорном расстоянии d мм 32
Посадочный диаметр внутреннего кольца dПД мм 25
Обозначение подшипника – – 105
Динамическая грузоподъемность C Н 11200
Расчетный ресурс подшипников Lh Ч 13570

К расчету запасов усталостной
прочности в опасном сечении
Материал вала – – Сталь 45
Предел прочности материала вала σВ МПа 598
Предел изгибной выносливости материала вала σ-1 МПа 309
Предел выносливости материала вала при кручении τ -1 МПа 179
Коэффициент чувствительности постоянной
составляющей отнулевого цикла
касательных напряжений ψτ – 0,1
Концентратор напряжения – – шпонка
Диаметр вала в опасном сечении d мм 32
Ширина шпоночного паза b мм 10
Высота шпонки h мм 8
Глубина паза на валу t1 мм 5
Момент сопротивления изгибу W мм4 2647
Момент сопротивления кручению WКР мм4 5864

Окончание таблицы 7
Наименование Обозначение Размерность Величина
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 2,04
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 2,19
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 24,8
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 27,5
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 27,5
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 6,1
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 2,8
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 2,5

К расчету прочности шпоночного соединения
Полная длина шпонка L мм 100
Напряжение смятия на боковой поверхности шпонки σсм МПа 75
 

Механизм переключения коробки передач токарно-винторезного станка

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9235

Расчет механизма переключения скоростей

В качестве привода управления коробкой скоростей выбираем кулачковый привод. При этом используется только одна рукоятка управления. Коробка скоростей имеет три подвижных блока, поэтому используем три цилиндрических кулачка управления (для каждого блока шестерен свой кулачек).
Основной задачей проектирования кулачкового механизма является определение диаметра цилиндрического кулачка (барабана).
Согласно графику частот вращения и ходам подвижных блоков вычерчиваем развертки кулачков управления (рисунок 10).
Диаметр кулачка определяется исходя из обеспечения угла подъема профиля α ≥ 30°. При таком угле подъема исключается заклинивание кулачкового механизма и снижаются потери на трение толкателя о поверхность паза кулачки.
Определяем диаметр кулачка



где z = 16 – число ступеней регулирования;
Н = 44 мм – максимальный ход блока (тройной блок шестерен),
h = 10 мм – ширина паза кулачка.

При профилировании кулачка необходимо учесть, что в множительной группе 41 имеются два блока шестерен, следовательно, кулачек управления данной группой имеет два рабочих паза, в каждом из которых предусмотрены нейтральные положения. Таким образом, исключается одновременное включение зацеплений и поломка зубьев. При правильном профиле кулачка и достаточном зазоре между сцепляемыми колесами в нейтральном положении дополнительных устройств блокировки не требуется.
При настройке коробки на скорости n7 , n11 – n16 движение с вала II передается сразу на вал V, минуя валы III и IV и множительную группу длинной кинематической цепи. Для устранения холостого вращения неиспользуемых блока и валов в профиле кулачка двойного блока также предусмотрено нейтральное положение.
Нейтральные положения на развертках профилей кулачков (рисунок 10) показаны заштрихованными кружками. Для проверки соблюдения условия α ≥ 30° на рисунке указан угол подъема при переключении скоростей с n6 на n7, когда имеет место наибольший ход тройного блока.

Разработка конструкции коробки скоростей токарно-винторезного станка со сложенной структурой и неравномерным рядом частот вращения выходного вала

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9234

Содержание

Введение 5

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя 6

2 Расчет силовых характеристик 11

3 Расчет зубчатых передач 12

4 Расчет валов 19

3 Расчет механизма переключения скоростей 40

Заключение 42

Список использованных источников 43


Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства и промышленности, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность.
Непрерывное совершенствование и развитие машиностроения связано с прогрессом станкостроения, поскольку металлорежущие станки вместе с некоторыми другими видами технологических машин обеспечивают изготовление любых новых видов оборудования.
Курсовой проект по металлорежущим станкам является конструкторской работой, в результате которой студент приобретает навыки и знания правил, норм и методов конструирования. Выполнение проекта базируется на знании физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, машиностроительного черчения. В основу методики работы над проектом положено его деление на ряд последовательно решаемых задач: кинематический расчет; определение расчетных нагрузок; расчет и выбор источника механической энергии; проектные и проверочные расчеты элементов привода.
Цель проекта – разработка конструкции коробки скоростей со сложенной структурой и неравномерным рядом частот вращения выходного вала. Исходные данные к проекту: число ступеней регулирования z = 16, минимальная частота вращения выходного вала nmin = 20 об/мин, знаменатель ряда частот вращения φ = 1,26, ориентировочная частота вращения ротора электродвигателя nЭЛ = 1450 об/мин, фактическая мощность двигателя NЭЛ = 2,4 кВт. При работе над проектом требуется проведение кинематического и силового расчета, а также проектирование кулачкового механизма переключения скоростей. В результате проектирования необходимо разработать сборочные чертежи коробки скоростей (развертку, свертку, механизм переключения), а также рабочие чертежи основных деталей.
1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Так как в задании оговаривается неравномерность ряда частот вращения, то для начала рассмотрим кинематику коробки скоростей с равномерным рядом.
Для реализации ряда частот вращения n1 … n16 при заданном знаменателе φ = 1,26 и n1 = 20 об/мин в качестве прототипа используем структурную формулу

z = 41 × (24 + 1 × 1 × 24) = 16

Равномерный ряд частот вращения выходного вала n1 … n16 получим в виде геометрической прогрессии с первым членом n1 = 20 об/мин и знаменателем ряда φ = 1,26

Таблица 1 – Ряд частот вращения множительной структуры, об/мин
n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16
20 25 32 40 50 64 80 101 127 160 202 254 320 404 508 641


По заданным значениям частоты вращения м мощности на роторе электродвигателя по каталогу подбираем стандартный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором модели АОЛ2-32-4 номинальной мощностью N = 3 кВт и частотой вращения n = 1430 об/мин [1, с. 63, таблица 9].
Для формулы с равномерной структурой строим график частот вращения выходного вала (рисунок 1).
Путем изменения характеристик множительных групп можно существенно расширить диапазон регулирования подач при том же числе передач в группах, а также добиться более рационального распределения плотность ступеней регулирования в пределах диапазона.
Предполагаем, что проектируемая коробка должна отличаться от коробки с равномерным рядом подач увеличенным диапазоном регулирования (за счет увеличения Smax). Вместе с тем предусматриваем более грубое регулирование в верхней и нижней частях диапазона. Таким образом, кинематические характеристики коробки будут оптимальными для станка большую часть времени работающего в диапазоне подач S=0,38…1,91 мм/об.

Рисунок 1 – График частот вращения для формулы
z = 41 × (24 + 1 × 1 × 24) = 16 с равномерным рядом

Неравномерный ряд частот вращения получим, изменив характеристику об-щей множительной группы 41. В исходной коробке с равномерной структурой характеристика группы X = 1. Это означает, что между концами лучей u1…u2, u2…u3, u3…u4 на графике частот вращения винта будет строго один интервал ℓg φ.
Изменяя характеристику множительной группы добиваемся расширения диапазона регулирования: назначаем расстояния между концами лучей u1…u2 – два интервала; u2…u3 – три интервала; u3…u4 – два интервала.
Полученный график частот вращения представлен на рисунке 2.



Рисунок 2 – График частот вращения выходного вала для формулы
z = 42…3 × (24 + 1 × 1 × 24) = 16 с расширенным диапазоном
и более тонким регулированием в середине диапазона

Минимальное общее передаточное отношение при включении низшей скорости
umin = n1 / nДВ = 20 / 1430 = 0,014

Далее в соответствии с графиком частот вращений определяем переда-точные отношения зубчатых передач множительных групп по формуле

ui = φ±qi

где qi – число интервалов ℓg φ, пересекаемое лучом ui, на графике частот вращений.



u5 =1,26-4,5 = 0,35 u6 =1,26-4,5 = 0,35 u7 =1,26-1 = 0,79
u8 =1,26-5 = 0,31 u9 =1,26-2 = 0,63 u10 =1,26-6 = 0,25

Передаточное отношение передач группы 41 определим из уравнения кинематической настройки коробки скоростей при n1 = 20 об/мин

nЭЛ × u4 × u5 × u6 × u8 = n1 = 20 об/мин

u4 = n1 / (nЭЛ × u5 × u6 × u8) = 20 / (1430 × 0,35 × 0,35 × 0,31) = 0,36

Определяем числа зубьев зубчатых передач множительных групп


Из справочника для заданных значений передаточных отношений при-нимаем суммарное число зубьев зубчатых колес z = 75 [2, с. 575, приложение 21], тогда:

z1 = 48, z2 = z – z1 = 75 – 48 = 27;
z3 = 40, z4 = z – z3 = 75 – 40 = 35;
z5 = 27, z6 = z – z5 = 75 – 27 = 48.
z7 = 20, z6 = z – z5 = 75 – 20 = 55.




z9 = 20, z10 = z – z9 = 77 – 20 = 57;
z11 = 20, z12 = z – z11 = 77 – 20 = 57.



z13 = 37, z14 = z – z13 = 84 – 37 = 47;
z15 = 20, z16 = z – z15 = 84 – 20 = 64.


z17 = 36, z18 = z – z17 = 93 – 36 = 57;
z19 = 19, z20 = z – z19 = 93 – 19 = 74.

В соответствии с выполненными расчетами вычерчиваем кинематическую схему коробки скоростей с указанием чисел зубьев



Рисунок 3 – Кинематическая схема коробки скоростей

Для расчета силовых характеристик коробки скоростей задаемся расчетной цепочкой, при которой выходной вал вращается с частотой вращения n2 = 64 об/мин (рекомендуется выбирать из нижней трети диапазона частот вращения). По графику частот вращения находим рассчитываемые передачи (z3/z4 ; z9/z10 ; z11/z12 ; z15/z16) и частоты вращения валов
nI = 1430 об/мин; nII = 1634 об/мин; nIII = 573 об/мин;
nIV = 201 об/мин; nV = 63 об/мин.
2 Расчет силовых характеристик

Определяем крутящие моменты на валах привода







где ηi – КПД элементов, составляющих привод [1, с. 61, таблица 7]
ηЗ = 0,98 – КПД зубчатой передачи;
ηп = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

3 Расчет зубчатых передач

Исходные данные для расчета передачи z3/z4:
- частота вращения шестерни n1 = 1430 об/мин,
- передаточное число u = 35/40 = 0,88;
- крутящий момент на шестерне Т1 = МI = 16027 Н∙мм;
- крутящий момент на колесе Т2 = МII = 13606 Н∙мм.

Выбираем материал колес – сталь 40Х, термообработка – закалка токами высокой частоты (т.в.ч.) до твердости на поверхности не менее HRCЭ50 [3, с. 82].
Определяем допускаемые контактные напряжения



где Hlimb – предел контактной выносливости для легированных сталей высокой твердости
Hlimb = 17HRC + 70 = 17  50 + 70 = 920 МПа

КHL = 1 [3, с. 33] – коэффициент долговечности;
[SH] = 1,1 [3, с. 33] – коэффициент безопасности.

Определяем предварительное межосевое расстояние исходя из условия обеспечения достаточной контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм

где Ка = 49,5 [3, с. 32] – коэффициент, учитывающий для прямозубых;
КН = 1,35 [3, с. 32] - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при несимметричном расположении колес относительно опор валов;
ba = b/aW = 0,1 [2, с. 103] – коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния.
По предварительному межосевому расстоянию определяем модуль зацепле-ния


Расчетный модуль зацепления округляем до стандартного значения по ГОСТ9563-60* m = 2 мм [3, с. 36].

Определяем делительные диаметры колес z3 и z4

d3 = mz3 = 240 = 80 мм, d4 = mz4 = 235 = 70 мм,
Уточняем межосевое расстояние



Определяем ширину венцов колес

[b] = baaw = 0,175 ≈ 8 мм.
Определим окружную скорость колес



Для прямозубых колес при  = 5,99 м/с рекомендуется назначать седьмую степень точности передачи [3, с. 32].
При модуле m = 2 мм и ширине венца b = 8 мм определяем контактные на-пряжения на активных поверхностях зубьев



где КН – уточненный коэффициент, учитывающий неравномерность распре-деления нагрузки по ширине зуба;

КН = КН  КН = 1,35  1 = 1,35

КН = 1,35 [3, с. 32] - при несимметричном расположении колес относительно опор валов,
КН = 1 [3, с. 40] – при окружной скорости передачи  = 5,99 м/с, 7-й степени точности и коэффициенте ширины венца ba = 0,1.
Расчет показывает, что Н = 582 МПа < [Н] = 837 МПа, следовательно, передача z3 и z4 удовлетворяют требованиям контактной выносливости.
Определяем окружную силу, действующую в зацеплении z3 / z4



Определяем радиальную силу

Fr = Ft ∙ tg α = 401 ∙ tg 20° = 146 Н

Определяем допускаемые напряжения изгиба


где = 675 МПа [3, с. 44] – предел изгибной прочности;
[SF]’ = 1,8 [3, с. 44] – коэффициент безопасности для легированных сталей;
[SF]” = 1 [3, стр. 45] – коэффициент, учитывающий непостоянство механиче-ских свойств материала.
При работе цилиндрической прямозубой передачи при одинаковых материалах и ширинах зубчатых венцов наибольшие изгибные напряжения возникают у зубчатых колес имеющих меньшее число зубьев. В нашем случае у колеса z4 = 35, поэтому проверочный расчет на прочность при изгибе будем проводит для колеса z4.
Определяем действующие изгибные напряжения для колеса z4



где KF = 1,264 [3, с. 43] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по ширине зуба;
YF = 3, 8 [3, с. 42] – коэффициент формы зуба при числе зубьев z = 35.
Из расчета видно, что изгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки F = 131 МПа < [F] = 386 МПа, следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.
Для остальных рассчитываемых передач принимаем те же материалы и тер-мообработку, что и для передачи z3 / z4. Методика расчета этих передач аналогична. В таблице 2 представлены исходные данные и результаты расчета передач по расчетной цепочке.
Таблица 2 – Расчет зубчатых передач
Наименование Обозна-чение Размер-ность Рассчитываемая передача
z3/z4 z9/z10 z11/z12 z15/z16
Число зубьев ведущего колеса zI – 40 20 20 20
Число зубьев ведомого колеса zII – 35 57 57 64
Передаточное число u – 0,88 2,85 2,85 3,20
Частота вращения ве-дущего колеса nI об/мин 1430 1634 573 201

Продолжение таблицы 2
Наименование Обозна-чение Размер-ность Рассчитываемая передача
Z3/Z4 Z9/Z10 Z11/Z12 Z15/Z16
Частота вращения ве-домого колеса nII об/мин 1634 573 201 63
Расположение переда-чи относительно опор валов – – несиммет-ричное несиммет-ричное несиммет-ричное несиммет-ричное
Материал зубчатых колес – – Сталь 40Х Сталь 40Х Сталь 40Х Сталь 40Х
Термообработка – – закалка т.в.ч закалка т.в.ч закалка т.в.ч закалка т.в.ч
Твердость – – HRC HRC HRC HRC
50 50 50 50
Способ получения за-готовки – – поковка поковка поковка поковка
Предел контактной выносливости σHlimb МПа 920 920 920 920
Коэффициент безо-паснос-ти контактных напряжений [S]H – 1,1 1,1 1,1 1,1
Коэффициент долго-вечности КHL – 1,0 1,0 1,0 1,0
Допускаемое контакт-ное напряжение [σ]H МПа 837 837 837 837
Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба σFlimb МПа 675 675 675 675
Коэффициент безо-пасности напряжений изгиба (от материала) [S]F – 1,75 1,75 1,75 1,75
Коэффициент безо-пасности напряжений изгиба (от заготовки) [S]F – 1,0 1,0 1,0 1,0
Допускаемое напря-жение изгиба [σ]F МПа 386 386 386 386
Крутящий момент на ведущем колесе Т1 Н•мм 16027 13606 37621 104024
Крутящий момент на ведомом колесе Т2 Н•мм 13606 37621 104024 322957
Коэффициент для прямозубых передач Ка – 49,5 49,5 49,5 49,5
Коэффициент (от твердости и располо-жения относительно опор) КНβ – 1,35 1,35 1,35 1,35

Продолжение таблицы 2
Наименование Обозна-чение Размер-ность Рассчитываемая передача
Z3/Z4 Z9/Z10 Z11/Z12 Z15/Z16
Коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния ψba – 0,1 0,1 0,1 0,1
Допускаемое межосе-вое расстояние [а]W мм 65 85,2 119,6 176,2
Допускаемый модуль зацепления [m] мм 1,8 2,3 3,2 4,2
Принятый модуль за-цепления m мм 2 2,5 3,5 4,5
Принятое межосевое расстояние аW мм 75 96,25 134,75 189
Расчетная ширина зуба [b] мм 7,5 9,625 13,475 18,9
Принятая ширина зуба b мм 8 10 14 20
Поправочный коэффи-циент для контактных напряжений КН – 1,35 1,42 1,42 1,42
Динамический коэф-фициент для контакт-ных напряжений КНυ – 1 1,05 1,05 1,05
Окружная скорость колес υ м/с 5,99 4,28 2,10 0,95
Фактическое контакт-ное напряжение σH МПа 582 624 626 668
Окружное усилие в зацеплении Ft Н 401 544 1075 2312
Радиальное усилие в зацеплении Fr Н 146 198 391 841
Коэффициент формы зуба YF – 3,8 4,09 4,09 4,09
Поправочный коэффи-циент для напряжений изгиба КF – 1,264 1,305 1,201 1,209
Динамический коэф-фи-циент для напря-жений изгиба КFυ – 1,25 1,25 1,15 1,15
Коэффициент нерав-номерности распреде-ления напряжений из-гиба КFβ – 1,012 1,044 1,044 1,051
Коэффициент ширины венца относительно делительного диаметра ψbdI – 0,10 0,20 0,20 0,22

Окончание таблицы 2
Наименование Обозна-чение Размер-ность Рассчитываемая передача
Z3/Z4 Z9/Z10 Z11/Z12 Z15/Z16
Фактическое напряже-ние изгиба σF МПа 121 117 108 127
Проверка условия кон-тактной прочности – – σH ≤ [σ]H σH ≤ [σ]H σH ≤ [σ]H σH ≤ [σ]H
582 ≤ 837 - выполнено 624 ≤ 837 - выполнено 626 ≤ 837 - выполнено 668 ≤ 837 - выполнено
Проверка условия из-гибной прочности – – σF ≤ [σ]F σF ≤ [σ]F σF ≤ [σ]F σF ≤ [σ]F
121 ≤ 386 - выполнено 117 ≤ 386 - выполнено 108 ≤ 386 - выполнено 127 ≤ 386 - выполнено

Для остальных передач каждой множительной групп принимаем модуль и ширину венца такие же, как и у передач по расчетной цепочке. Определяем геометрические размеры остальных передач множительных групп (таблица 2).

Таблица 2 – Размеры зубчатых колес
Число зубьев, z Модуль
m, мм Размеры зубчатых колес, мм
Делительный диаметр, d Диаметр вершин, da Диаметр впадин, df Межосевое
расстояние, aW
48 2 96 100 91 75
27 54 58 49
40 2 80 84 75 75
35 70 74 65
27 2 54 58 49 75
48 96 100 91
20 2 40 44 35 75
55 110 114 105
20 2,5 50 55 43,75 96,25
57 142,5 147,5 136,25
20 3,5 70 77 61,25 134,75
57 199,5 206,5 190,75
37 4,5 166,5 175,5 155,25 189
47 211,5 220,5 200,25
20 4,5 90 99 78,75 189
64 288 297 276,75
19 2,5 47,5 52,5 41,25 116,25
74 185 190 178,75
36 2,5 90 95 83,75 116,25
57 142,5 147,5 136,25


4 Расчет валов


Исходными данными для расчета валов являются осевые размеры, определяемые по компоновочному эскизу (рисунок 4), и сосредоточенные силы, приложенные в зацеплениях.


Рисунок 4 – Схема расположения валов и зацеплений
в плоскости, перпендикулярной осям валов

Окружные силы Ft (изображаются удлиненными стрелками) приложены в точке пересечения делительных окружностей и направлены вдоль общей касательной к окружностям. Радиальные силы Fr (изображаются укороченными стрелками) направлены к центрам соответствующих колес.
При разработке компоновочного эскиза учтена возможность сцепления колес на валу V с колесами на валу IV (длинная кинематическая цепь) и с колесами на валу II (короткая кинематическая цепь). При расчете опорных реакций все внешние силы должны быть разложены на вертикальные и горизонтальные составляющие. Так как по эскизной компоновке два луча, соединяющие точки приложения сил зацеплений с центром делительной окружности для валов II … IV отличаются от 90 и 180°, то для этих валов необходимо учесть перекос осей на углы α1 , α2 и α3 (рисунок 4).
Приведем составляющие сил зацеплений на ведущих шестернях к вертикальным и горизонтальным.
В сечении «2» вала II

Fy = –Ft • sin α1 + Fr • cos α1 = –544 • sin 45° + 198 • cos 45° = –245 Н
Fx = –Ft • cos α1 – Fr • sin α1 = –544 • cos 45° – 198 • sin 45° = –525 Н

где Ft = 544 Н – окружная сила в зацеплении колес z9 / z10 ;
Fr = 198 Н – радиальная сила в зацеплении колес z9 / z10 ;
α1 = 45° – угол между силой Ft и горизонталью.

Проверка



В сечении «2» вала III

Fy = –Ft • sin α2 + Fr • cos α2 = –1075 • sin 30°20’ + 391 • cos 30°20’ = –205 Н
Fx = Ft • cos α2 + Fr • sin α2 = 1075 • cos 30°20’ + 391 • sin 30°20’ = 1125 Н

где Ft = 1075 Н – окружная сила в зацеплении колес z11 / z12 ;
Fr = 391 Н – радиальная сила в зацеплении колес z11 / z12 ;
α2 = 30°20’ – угол между силой Ft и горизонталью.

Проверка



В сечении «2» вала IV

Fy = Ft • sin α2 – Fr • cos α2 = 2312 • sin 36°25’ – 841 • cos 36°25’ = 689 Н
Fx = Ft • cos α2 + Fr • sin α2 = 2312 • cos 36°25’ + 841 • sin 36°25’ = 2362 Н

где Ft = 2312 Н – окружная сила в зацеплении колес z15 / z16 ;
Fr = 841 Н – радиальная сила в зацеплении колес z15 / z16 ;
α2 = 36°25’ – угол между силой Ft и горизонталью.

Проверка



Так как силы зацепления парных колес взаимно уравновешены, то на ведомые колеса (сечения валов «1») действуют силы зацеплений равные по значению, но противоположные по знаку соответствующим силам на ведущих колесах. Запишем вертикальные и горизонтальные составляющие на ведомых колесах в сечениях «1»
В сечении «1» вала III

Fy = 245 Н Fx = 525 Н

В сечении «1» вала IV

Fy = 205 Н Fx = –1125 Н

В сечении «1» вала V

Fy = –689 Н Fx = –2362 Н

Рассмотрим подробно расчет вала I.
Определяем предварительные значения диаметра вала из расчета на чистое кру-чение по пониженным касательным напряжениям



где [τ] = 20 МПа [3, с. 161] – допускаемое напряжение при кручении.
На этапе предварительной компоновки выявляем расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
По посадочным диаметрам валов под опоры подбираем стандартные подшипни-ки: подшипник 202 ГОСТ 8338-75 (внутренний диаметр 15 мм).
Исходными данными для расчета являются нагрузки, действующие на валы со стороны механических передач(нагрузки от передач были определены при расчете соот-ветствующих передач), а также осевые размеры валов. Ориентировочные размеры валов получим из предварительной эскизной компоновки редуктора с учетом расположения шкивов и цилиндрических зубчатых колес.
Расчетные схемы вала и эпюры моментов представлены на рисунке 5.


Рисунок 5 – К расчету вала I
Для определения реакции опоры RY1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда


где FY1 = Fr(Z3/Z4) = 146 Н – вертикальная сила в зацеплении колес z3/z4, равная радиальной;
ℓ1 = 97,5 мм; ℓ2 = 53,5 мм – расстояние от места приложения нагрузки до середин опор вала (размеры выявлены из предварительной компоновки).
Для определения реакции опоры RY2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда


Проверка
Для определения реакции опоры RX1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда



Для определения реакции опоры RX2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда

Проверка
Определяем суммарные радиальные реакции опор




Рассмотрим наиболее нагруженный подшипник.
Эквивалентная нагрузка

РЭ2 = R2 • V • Кб • КТ = 276 • 1 • 1,2 • 1 = 331,2 Н

где V = 1 [3, с. 212] – коэффициент от вращения внутреннего кольца;
Кб = 1,2 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от условий работы;
КТ = 1 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от температуры.

Для более нагруженного подшипника вычисляем расчетный ресурс



где а1 = 1 [3, 132] – коэффициент, учитывающий вероятность отказов под-шипника;
а2 = 0,7 [3, 132] – коэффициент, учитывающий условия работы;
C = 11200 [3, с. 233, таблица 136] - динамическая грузоподъемность.
Рекомендуемое значение расчетного ресурса для заданных условий работы 10000 ч [4, с. 129, таблица 71]. Так как расчетный ресурс подшипников больше тре-буемого, то делаем вывод о достаточной надежности подшипников вала I.
Уточненный расчет вала состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [S] = 2,5 [3, с. 162].
Определим коэффициенты запаса прочности для предположи¬тельно опасных сечений ведомого вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульси-рующему).
Назначаем материал вала – сталь 45, имеющую механические свойства:
- временное сопротивление на разрыв в =598 Н/мм2;
- предел выносливости по нормальным напряжениям -1 = 309 Н/мм2;
- предел выносливости по касательным напряжениям -1 = 179 Н/мм2.
Определяем результирующие изгибающие моменты в середине посадочного места колеса


В качестве концентратора напряжений в середине колеса выступает шлицы. Предварительно намечаем шлицы средней серии (наружный диаметр 20 мм, внутренний диаметр 16 мм, ширина шлица 4 мм, число шлицев 6).
Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновре-менном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэф-фициент запаса усталостной прочности



где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе



-1 = 309 Н/мм2 [3, с. 200] – предел выносливости стали 35 при изгибе;
kσ / (εσ∙β) = 1,88 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напря-жений изгиба;
 – поправочный коэффициент, учитывающий качество обработки и со-стояние поверхности вала (для термообработанных валов с последующим шлифованием);
 – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;
V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле



W – момент сопротивления изгибу шлицевого сечения вала



d = 16 мм – диаметр впадин шлицев;
ξ = 1,26 – коэффициент, учитывающий усиление вала выступами шлицев

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении



-1 = 179 Н/мм2 [3, с. 200] – предел выносливости при кручении;
kτ / (ετ∙β) = 3,15 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений кручения;
 – поправочный коэффициент, учитывающий качество обработки и со-стояние поверхности вала (для термообработанных валов с последующим шлифованием);
 – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;
V – амплитуда цикла напряжений при кручения



WКР – момент сопротивления кручению сечения вала



ψτ = 0,1 – коэффициент чувствительности материала вала к постоянной составляющей отнулевого цикла касательных напряжений;
М = V = 7,9 МПа – постоянная составляющая отнулевого цикла касательных напряжений
Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 4,3 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5, следовательно, рассчитанный вал обладает дос-таточной усталостной прочностью.
Проверяем на прочность шпоночное соединение выходного конца быстроходного вала с полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [СМ] = 100 МПа [3, с. 170]


где d = 14 мм – диаметр вала,
lP = l – b = 40 – 5 = 35 мм – длина рабочей грани шпонки,
l = 40 мм – общая длина шпонки,
h = 5 мм – высота шпонки,
t1 = 3 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 5 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочность шлицевое соединение блока шестерен с валом по допускаемым напряжениям смятия [СМ] = 100 МПа [3, с. 175]




где z = 6 – число шлицев,
АСМ – расчетная площадь смятия,



RCP – средний радиус соединения

RCP = 0,25(D+d) = 0,25(20+16) = 9 мм

D = 20 мм – диаметр вершин шлицев,
d = 16 мм – диаметр впадин шлицев,
f = 0,2 мм – фаска при вершине шлица.
Из расчета видно, что напряжение смятия в шлицевом соединении не превышает предельно допустимого, т.е. СМ = 4 МПа < [СМ] = 100 МПа, следовательно, шлицевое соединение удовлетворяет требованиям прочности при смятии.
Для остальных валов принимаем те же материалы и термообработку, что и для вала I. Методика расчета этих валов аналогична. В таблицах 4…7 представлены исходные данные и результаты расчета валов в соответствии с расчетными схемами и предварительной компоновкой коробки.



Рисунок 6 – К расчету вала II
Таблица 4 – Расчет вала II
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету реакций опор и выбору подшипников
Осевой размер вала (рисунок 6) ℓ1 мм 98
Осевой размер вала (рисунок 6) ℓ2 мм 161
Осевой размер вала (рисунок 6) ℓ3 мм 64
Вертикальная сила в сечении 1 FY1 Н 146
Горизонтальная сила в сечении 1 FX1 Н 401
Вертикальная сила в сечении 2 FY2 Н 245
Горизонтальная сила в сечении 2 FX2 Н 525
Частота вращения вала n об/мин 1634
Вертикальная реакция левой опоры RY1 Н 150
Вертикальная реакция правой опоры RY2 Н 241
Горизонтальная реакция левой опоры RX1 Н 383
Горизонтальная реакция правой опоры RX2 Н 543
Суммарная реакция левой опоры R1 Н 411
Суммарная реакция правой опоры R2 Н 594
Расчетная эквивалентная нагрузка РЭ Н 712,8
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 1 My1 Н•мм 14700

Продолжение таблицы 4
Наименование Обозначение Размерность Величина
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 2 My2 Н•мм 15424
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 1 Mx1 Н•мм 37534
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 2 Mx2 Н•мм 34752
Изгибающий момент в сечении 1 M1 Н•мм 40310
Изгибающий момент в сечении 2 M2 Н•мм 38021
Крутящий момент Мкр Н•мм 13606
Предварительный диаметр вала из
расчета на чистое кручение dКР мм 16
Принятый диаметр вала в межопорном расстоянии d мм 25
Посадочный диаметр внутреннего кольца dПД мм 20
Обозначение подшипника – – 104
Динамическая грузоподъемность C Н 9360
Расчетный ресурс подшипников Lh Ч 16160

К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 1
Материал вала – – Сталь 45
Предел прочности материала вала σВ МПа 598
Предел изгибной выносливости материала вала σ-1 МПа 309
Предел выносливости материала вала при кручении τ -1 МПа 179
Коэффициент чувствительности постоянной
составляющей отнулевого цикла
касательных напряжений ψτ – 0,1
Концентратор напряжения – – шлицы
Диаметр вершин шлицев D мм 25
Диаметр впадин шлицев d мм 21
Ширина шлица b мм 5
Число шлицев z – 6
Коэффициент ξ – 1,25
Момент сопротивления изгибу W мм4 1136
Момент сопротивления кручению WКР мм4 2272

Продолжение таблицы 4
Наименование Обозначение Размерность Величина
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 1,92
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 3,27
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 33,4
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 2,9
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 2,9
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 4,8
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 18,3
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 4,6

К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 2
Концентратор напряжения – – шпонка
Диаметр вала в опасном сечении d мм 25
Ширина шпоночного паза b мм 8
Высота шпонки h мм 7
Глубина паза на валу t1 мм 4
Момент сопротивления изгибу W мм4 1251
Момент сопротивления кручению WКР мм4 2785
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 1,98
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 2,09
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 32,2
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 2,4
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 2,4
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 4,8

Окончание таблицы 4
Наименование Обозначение Размерность Величина
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 34
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 4,7

К расчету прочности шпоночного
и шлицевого соединений
Полная длина шпонка L мм 16
Напряжение смятия на боковой поверхности шпонки σсм МПа 45
Длина шлицевого соединения L мм 51
Напряжение смятия на боковой поверхности шлицев σсм МПа 4



Рисунок 7 – К расчету вала III

Таблица 5 – Расчет вала III
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету реакций опор и выбору подшипников
Осевой размер вала (рисунок 7) ℓ1 мм 107,5
Осевой размер вала (рисунок 7) ℓ2 мм 37
Осевой размер вала (рисунок 7) ℓ3 мм 27

Продолжение таблицы 5
Наименование Обозначение Размерность Величина
Вертикальная сила в сечении 1 FY1 Н 245
Горизонтальная сила в сечении 1 FX1 Н 525
Вертикальная сила в сечении 2 FY2 Н 205
Горизонтальная сила в сечении 2 FX2 Н 1125
Частота вращения вала n об/мин 573
Вертикальная реакция левой опоры RY1 Н 59
Вертикальная реакция правой опоры RY2 Н 19
Горизонтальная реакция левой опоры RX1 Н 373
Горизонтальная реакция правой опоры RX2 Н 1277
Суммарная реакция левой опоры R1 Н 378
Суммарная реакция правой опоры R2 Н 1277
Расчетная эквивалентная нагрузка РЭ Н 1532,4
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 1 My1 Н•мм 6342,5
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 2 My2 Н•мм 513
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 1 Mx1 Н•мм 40097,5
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 2 Mx2 Н•мм 34479
Изгибающий момент в сечении 1 M1 Н•мм 40596
Изгибающий момент в сечении 2 M2 Н•мм 34483
Крутящий момент Мкр Н•мм 37621
Предварительный диаметр вала из
расчета на чистое кручение dКР мм 23
Принятый диаметр вала в межопорном расстоянии d мм 25
Посадочный диаметр внутреннего кольца dПД мм 20
Обозначение подшипника – – 204
Динамическая грузоподъемность C Н 12700
Расчетный ресурс подшипников Lh Ч 11580

К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 1
Концентратор напряжения – – шпонка

Окончание таблицы 5
Наименование Обозначение Размерность Величина
Диаметр вала в опасном сечении d мм 25
Ширина шпоночного паза b мм 8
Высота шпонки h мм 7
Глубина паза на валу t1 мм 4
Момент сопротивления изгибу W мм4 1251
Момент сопротивления кручению WКР мм4 2785
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 1,98
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 2,09
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 32,4
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 6,7
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 6,7
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 4,8
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 12,1
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 4,4

К расчету прочности шпоночного соединения
Полная длина шпонка L мм 20
Напряжение смятия на боковой поверхности шпонки σсм МПа 84



Рисунок 8 – К расчету вала IV
Таблица 6 – Расчет вала IV
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету реакций опор и выбору подшипников
Осевой размер вала (рисунок 8) ℓ1 мм 144,5
Осевой размер вала (рисунок 8) ℓ2 мм 144
Осевой размер вала (рисунок 8) ℓ3 мм 29,5
Вертикальная сила в сечении 1 FY1 Н 205
Горизонтальная сила в сечении 1 FX1 Н 1125
Вертикальная сила в сечении 2 FY2 Н 689
Горизонтальная сила в сечении 2 FX2 Н 2362
Частота вращения вала n об/мин 201
Вертикальная реакция левой опоры RY1 Н 176
Вертикальная реакция правой опоры RY2 Н 718
Горизонтальная реакция левой опоры RX1 Н 395
Горизонтальная реакция правой опоры RX2 Н 1632
Суммарная реакция левой опоры R1 Н 432
Суммарная реакция правой опоры R2 Н 1783
Расчетная эквивалентная нагрузка РЭ Н 2139,6
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 1 My1 Н•мм 25432

Продолжение таблицы 6
Наименование Обозначение Размерность Величина
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в сечении 2 My2 Н•мм 21181
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 1 Mx1 Н•мм 57077,5
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в сечении 2 Mx2 Н•мм 48144
Изгибающий момент в сечении 1 M1 Н•мм 62487
Изгибающий момент в сечении 2 M2 Н•мм 52597
Крутящий момент Мкр Н•мм 104024
Предварительный диаметр вала из
расчета на чистое кручение dКР мм 32
Принятый диаметр вала в межопорном расстоянии d мм 30
Посадочный диаметр внутреннего кольца dПД мм 25
Обозначение подшипника – – 105
Динамическая грузоподъемность C Н 22500
Расчетный ресурс подшипников Lh Ч 67430
К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 1
Материал вала – – Сталь 45
Предел прочности материала вала σВ МПа 598
Предел изгибной выносливости материала вала σ-1 МПа 309
Предел выносливости материала вала при кручении τ -1 МПа 179
Коэффициент чувствительности постоянной
составляющей отнулевого цикла
касательных напряжений ψτ – 0,1
Концентратор напряжения – – шлицы
Диаметр вершин шлицев D мм 30
Диаметр впадин шлицев d мм 26
Ширина шлица b мм 6
Число шлицев z – 6
Коэффициент ξ – 1,15
Момент сопротивления изгибу W мм4 1984
Момент сопротивления кручению WКР мм4 3968
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 1,96

Продолжение таблицы 6
Наименование Обозначение Размерность Величина
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 3,39
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 26,5
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 13,1
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 13,1

К расчету запасов усталостной
прочности в сечении 2
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 5,9
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 3,9
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 3,2
Концентратор напряжения – – шпонка
Диаметр вала в опасном сечении d мм 30
Ширина шпоночного паза b мм 8
Высота шпонки h мм 7
Глубина паза на валу t1 мм 4
Момент сопротивления изгибу W мм4 2290
Момент сопротивления кручению WКР мм4 4940
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 2,02
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 2,17
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 27,2
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 10,5
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 10,5
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 5,6
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 7,5
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 4,4

Окончание таблицы 6
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету прочности шпоночного
и шлицевого соединений
Полная длина шпонка L мм 40
Напряжение смятия на боковой поверхности шпонки σсм МПа 72
Длина шлицевого соединения L мм 65
Напряжение смятия на боковой поверхности шлицев σсм МПа 18



Рисунок 9 – К расчету вала V
Таблица 7 – Расчет вала V
Наименование Обозначение Размерность Величина
К расчету реакций опор и выбору подшипников
Осевой размер вала (рисунок 9) ℓ1 мм 288,5
Осевой размер вала (рисунок 9) ℓ2 мм 29,5
Вертикальная сила в опасном сечении FY1 Н 689
Горизонтальная сила в опасном сечении FX1 Н 2362
Частота вращения вала n об/мин 63
Вертикальная реакция левой опоры RY1 Н 219
Вертикальная реакция правой опоры RY2 Н 2143
Горизонтальная реакция левой опоры RX1 Н 228
Горизонтальная реакция правой опоры RX2 Н 2232

Продолжение таблицы 7
Наименование Обозначение Размерность Величина
Суммарная реакция левой опоры R1 Н 2678,4
Суммарная реакция правой опоры R2 Н 219
Расчетная эквивалентная нагрузка РЭ Н 2143
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
в опасном сечении My1 Н•мм 18464
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в опасном сечении Mx1 Н•мм 63181,5
Изгибающий момент в опасном сечении M1 Н•мм 65824
Крутящий момент Мкр Н•мм 322957
Предварительный диаметр вала из
расчета на чистое кручение dКР мм 47
Принятый диаметр вала в межопорном расстоянии d мм 32
Посадочный диаметр внутреннего кольца dПД мм 25
Обозначение подшипника – – 105
Динамическая грузоподъемность C Н 11200
Расчетный ресурс подшипников Lh Ч 13570

К расчету запасов усталостной
прочности в опасном сечении
Материал вала – – Сталь 45
Предел прочности материала вала σВ МПа 598
Предел изгибной выносливости материала вала σ-1 МПа 309
Предел выносливости материала вала при кручении τ -1 МПа 179
Коэффициент чувствительности постоянной
составляющей отнулевого цикла
касательных напряжений ψτ – 0,1
Концентратор напряжения – – шпонка
Диаметр вала в опасном сечении d мм 32
Ширина шпоночного паза b мм 10
Высота шпонки h мм 8
Глубина паза на валу t1 мм 5
Момент сопротивления изгибу W мм4 2647
Момент сопротивления кручению WКР мм4 5864

Окончание таблицы 7
Наименование Обозначение Размерность Величина
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений изгиба kσ / (εσ∙β) – 2,04
Эффективный коэффициент концентрации
напряжений кручения kτ / (ετ∙β) – 2,19
Амплитуда цикла нормальных напряжений σV МПа 24,8
Амплитуда цикла касательных напряжений τV МПа 27,5
Постоянная составляющая цикла
касательных напряжений τМ МПа 27,5
Коэффициент запаса усталостной прочности
по изгибу Sσ – 6,1
Коэффициент запаса усталостной прочности
по кручению Sτ – 2,8
Коэффициент запаса усталостной прочности S – 2,5

К расчету прочности шпоночного соединения
Полная длина шпонка L мм 100
Напряжение смятия на боковой поверхности шпонки σсм МПа 75

3 Расчет механизма переключения скоростей

В качестве привода управления коробкой скоростей выбираем кулачковый привод. При этом используется только одна рукоятка управления. Коробка скоростей имеет три подвижных блока, поэтому используем три цилиндрических кулачка управления (для каждого блока шестерен свой кулачек).
Основной задачей проектирования кулачкового механизма является опреде-ление диаметра цилиндрического кулачка (барабана).
Согласно графику частот вращения и ходам подвижных блоков вычерчиваем развертки кулачков управления (рисунок 10).
Диаметр кулачка определяется исходя из обеспечения угла подъема профиля α ≥ 30°. При таком угле подъема исключается заклинивание кулачкового механизма и снижаются потери на трение толкателя о поверхность паза кулачки.
Определяем диаметр кулачка



где z = 16 – число ступеней регулирования;
Н = 44 мм – максимальный ход блока (тройной блок шестерен),
h = 10 мм – ширина паза кулачка.

При профилировании кулачка необходимо учесть, что в множительной группе 41 имеются два блока шестерен, следовательно, кулачек управления данной группой имеет два рабочих паза, в каждом из которых предусмотрены нейтральные положения. Таким образом, исключается одновременное включение зацеплений и поломка зубьев. При правильном профиле кулачка и достаточном зазоре между сцепляемыми колесами в нейтральном положении дополнительных устройств блокировки не требуется.
При настройке коробки на скорости n7 , n11 – n16 движение с вала II передается сразу на вал V, минуя валы III и IV и множительную группу длинной кинематической цепи. Для устранения холостого вращения неиспользуемых блока и валов в профиле кулачка двойного блока также предусмотрено нейтральное положение.
Нейтральные положения на развертках профилей кулачков (рисунок 10) показаны заштрихованными кружками. Для проверки соблюдения условия α ≥ 30° на рисунке указан угол подъема при переключении скоростей с n6 на n7, когда имеет место наибольший ход тройного блока.


Рисунок 10 – Развертка кулачков управления коробки скоростей

Заключение

При выполнении курсового проекта я научился: производить кинематический расчёт множительных структур коробок скоростей (строить график частот вращения, используя графоаналитический метод определять передаточные отношения механических передач, определять числа зубьев зубчатых колёс, разрабатывать кинематическую схему коробки скоростей); производить расчёт основных силовых характеристик коробки скоростей (определять крутящие моменты на валах и передаваемые мощности); выполнять прочностной расчёт геометрических размеров элементов механических передач (зубчатых колёс); производить предварительный (без учёта изгиба) и уточнённый (на усталостную прочность) расчёты валов, выполнять подбор и проверочный расчёт опорных подшипников и шпоночных соединений, а также рассчитывать на прочность по допускаемым напряжениям смятия шлицевые соединения.
Кроме этого были выполнены сборочные чертежи коробок скоростей и рабочие чертежи основных деталей.

В результате работы над проектом сконструирована коробка скоростей со следующими характеристиками:

Число ступеней регулирования 16
Диапазон частот вращения 20…641 об/мин
Тип множительных структур Сложенная с неравномерным
рядом частот вращения
Частота вращения ротора электродвигателя 1430 об/мин
Номинальная мощность приводного электродви-гателя 4 кВт

Список использованных источников

1 Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-транспортным машинам: Методические указания и задания к проектам и работам для студентов-заочников технических специальностей высших учебных заведений / П. Г. Гузенков, А. Г. Гришанов, В. П. Гузенков. – М.: Высш. Шк., 1990. – 111с.: ил.

2 Расчет и конструирование коробок скоростей и подач / Ю.И. Свирщев-ский, Н.Н. Макейчик – Минск: Вышейш. школа, 1976, - 590 с.: ил.

3 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.

4 Анурьев, В. И. Справочник конструктора – машиностроителя, Т.2. М.: Машиностроение, 1978 – 784 с.

5 Расчет на прочность деталей машин: Справочник/ И.А. Биргер, Б.Ф. Шор, Г.Б. Иосилевич – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979, - 702 с.: ил.

Коробка скоростей радиально-сверлильного станка 2В56 (2М55) развертка и свертка + спецификации

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9233

Коробка скоростей радиально-сверлильного станка 2В56 (2М55) развертка и свертка + спецификации

ТЕХНІЧНІ УМОВИ ІСПИТІВ І ПРИЙМАННЯ ВЕРСТАТА

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9232

ТЕХНІЧНІ УМОВИ ІСПИТІВ І ПРИЙМАННЯ ВЕРСТАТА

Приймально-здавальні іспити верстата на відповідність його встановленим стандартами технічних умов і з метою перевірки його працездатності проводяться після його виготовлення.
Перед проведенням іспитів верстат установлюють на спеціальному фунда-менті. Клиновими башмаками, розташовуваними також як і при експлуатації, верстат перевіряють за рівнем у подовжньому і поперечному напрямках відповідно до вимог ДСТ 8-82Е “Верстати металорізальні. Загальні вимоги до іспитів на точність”. Іспит верстата містить у собі три групи перевірок: у статичному стані, на холостому ходу і при роботі. Методи і засоби вимірів параметрів точності і жорсткості металорізальних верстатів регламентуються ДСТ22267-76 “Верстати металорізальні. Схеми і способи виміру геометричних параметрів”, а види перевірок і граничні відхилення параметрів радіально-свердлильних верстатів, що перевіряються, установлені ДСТ 98-83 “Станки радиально-сверлильные. Нормы точности и жесткости”.
Для радіально-свердлильних верстатів розглядаємого типу компонування за ДСТ 98-83 виконуються наступні перевірки точності:
1) Площинність робочої поверхні фундаментної плити.
Ця перевірка виконується: не менше ніж у 2-х поздовжніх, 3-х поперечних і 2-х діагональних січеннях плити. Припустиме відхилення для проектованого верстата дорвнює 60 мкм.
2) Паралельність траєкторії переміщення свердлильної голівки по траверсі (рукаву) відносно робочої поверхні фундаментної плити.
Припустиме відхилення дорвнює 300 мкм для верстатів нормального класу точністі з довжиною переміщення по рукаву у границях 1000-1600 мм
3) Паралельність площі обертання траверси робочої поверхні фундаментної плити. Вимірювання виконується у 3-х положеннях свердлильної голівки на рукаві: з найменшою відстанню від колони, середньою і найбільшою. Припустиме відхилення дорівнює 50 мкм при вимірюванні на довжині 300 мм.
Для виконання цих трьох перевірок використовуються вимірювальний прибор (індикатор) і повірочна лінійка.
4) Радіальне биття  внутрішнього конуса шпинделя. Виконується перевіркою радіального биття еталонної циліндричної оправки, встановлюваної в отвір шпинделя. Вимір виконується індикатором з ціною розподілу не більш 2 мкм у двох крапках – у торця шпинделя і на відстані L від торця. Для проектованого верстата (верстат нормальної точності з dсв=50 мм ) L=300 мм, а биття, що допускається, у торця 1=15 мкм, на відстані 300 мм - 2=25 мкм.
5) Перпендикулярність осі обертання шпинделя до робочої поверхні плити (столу). Ця перевірка виконується установкою в конічному отворі шпинделя оправи з індикатором і обертанням шпинделя з порівнянням положення штифта індикатора на площині столу в 4-х крапках через 90о. Індикатор встановлюється на відстані 300 мм від осі шпинделя. Припустиме відхилення – 50 мкм.
6) Перпендикулярність траєкторії переміщення шпинделя до робочої поверхні плити. Виконується за допомогою еталонного косинця переміщенням шпинделю з встановленим індикатором. Припустиме значення становить 100 мкм при довжині хода шпинделю 400 мм.
На статичну жорсткість по цьому ж стандарті виконується одна перевірка. Це перевірка перпендикулярністі осі шпинделя, навантаженого осьовою силою Р, до робочої поверхні столу.
Для вимірювання на шпинделі встановлюється поперечна планка, а на фундаментній плиті – базова плита з двома індикаторами, які підведені до поперечної планки. Відстань між індикаторами становить 1000 мм ( по 500 мм від осі шпинделю). На базовій плиті встановлються навантажувальний пристрій, який при вимірюванні прикладає осьову силу до шпинделю. Ця сила для проектованого верстата становить 15000 Н. Вимірювання виконується у двох площинах - поздовжній і поперечній. Припустима різниця між показниками двох індикаторів становить 30 мкм
При іспиті на неробочому ходу верстат включається і виконується перевірка правильності функціонування основних його механізмів і систем; електроустаткування (роботу шляхових вимикачів, захисних блокувань і інших), роботу систем змазування й охолодження, системи переключення швидкостей і подач. Приводи верстата (головний і привод подач) перевіряють на всіх частотах обертання і подачах, а також у режимах частих пусків, остановов і реверсування. Перевіряється також рівень шуму, що виникає при роботі верстата на найбільшій частоті обертання шпинделя, потужність, споживана головним приводом на неробочому ходу.
Третю групу перевірок складають перевірки верстата в процесі роботи. При цьому насамперед перевіряється працездатність верстата на граничних режимах різання, при максимальних навантаженнях, що допускаються, і потужності. Оцінка працездатності при цьому виконується по якості поверхонь оброблених зразків деталей, на яких не повинно бути видно слідів вібрацій. Виконується також перевірка рівня шуму при роботі верстата під навантаженням.

Розрахунок продуктивності насоса металоріжучого верстата

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9231

Розрахунок продуктивності насоса металоріжучого верстата

Робоча продуктивність плунжерного насоса визначається діаметром плунжера dп=18 мм, величиною його ходу h=10 мм і частотою обертання ексцентрика (числом подвійних ходів у хвилину) nе=400 об/хв (приймаємо орієнтовно найменшу частоту обертання третього вала коробки швидкостей, на якому буде встановлений ексцентрик).

Qнас = p×dп2×h× nе ×h/4000000 л/хв.

Qнас = p×182×10×400×0.9/4000000 = 0.92 л/хв.

Необхідний обьем мастильної рідини визначається числом крапок змазування і робочою температурою, що допускається, в опорах валів і шпинделя. У спроектованому верстаті загальне число опор на підшипниках качения приблизно 20: 8 у коробці швидкостей, 2 на шпинделі і близько 10 у приводі подач, а також 10 пар зубчастих коліс, які одночасно знаходяться в зачепленні (4 у коробці швидкостей і 6 у приводі подач, включаючі черв ячну і рейкову передачі). При цьому вали привода подач обертаються з відносно низькими швидкостями і не вимагають рясного змащення. Тому що олія від насоса буде подаватися на верхні опори валів коробки швидкостей і послідовно стікати по валах і розприскуватися зубчастими колісьми по всьому обьему приводів головного руху і подач, то розрахункової продуктивності насоса буде цілком достатньо. В існуючому верстаті-аналогу 2В56 установлений такий же насос.

СИСТЕМА ЗМАЗУВАННЯ СВЕРЛИЛЬНОГО ВЕРСТАТА

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9230

7. СИСТЕМА ЗМАЗУВАННЯ СВЕРЛИЛЬНОГО ВЕРСТАТА

7.1. Вибір типу системи змазування

У верстатах застосовують два основних види систем змазування: централізовані й індивідуальні. У централізованих системах маслянный насос із власним приводом і бак (резервуар) з мастильною рідиною(мастильна станція) установлені поза верстатом. Від мастильної станції за допомогою розводящих трубопроводів олія подається до окремих вузлів верстата, а від них повертається назад у резервуар. У системах індивідуального змазування кожен вузол верстата повинний мати власний насос і резервуар для мастильної рідини. Приймаємо індивідуальну систему змазування, тому що в проектованому радіально-свердлильному верстаті всі тертьові з великими швидкостями деталі зосереджені в одному корпусі - шпиндельній бабці і досить буде одного насоса й одного резервуара для олії??????.

Для змазування направляючих переміщення шпиндельної бабки по траверсі і траверси по колонні, а також обертання колонни з траверсою використовується консистентне змащення, тому що рідинне змащення тут практично неможливе й у ній немає необхідності. Переміщення по цих напрямних виконується лише періодично. Для змазування циліндричних направляючих пиноли, що переміщається в розточенні корпуса, також застосовуємо консистентне змащення.

На нижньому кінці шпиндельної гільзи коробки швидкостей установлюємо мастилозахісний диск-парасольку (поз.25 на кресленні розгортки коробки швидкостей), що обмежує влучення рідкого мастила зверху в циліндричні направляючі пиноли. Це необхідно для запобігання витоку олії, тому що посадка пиноли в розточенні виконане з зазором, а ущільнення в цьому з єднанні виконати надзвичайно складно.

7.2. Вибір насоса і місця його установки

Для системи змазування верстата вибираємо плунжерний масляний насос 11-12 МН 3031-71 [1,т.3] - тип 1 (фланцеве кріплення) виконання 1 (плунжер без ролика) з діаметром плунжера 18 мм.

Насос установлюємо на спеціальній опорі на нижній площині корпусу коробки швидкостей (поз.45). Ексцентрик привода насоса (поз.44) з радіальним шариковим підшипником №1000905 установлюємо на третьому валу коробки швидкостей.



7.3. Розрахунок продуктивності насоса

Робоча продуктивність плунжерного насоса визначається діаметром плунжера dп=18 мм, величиною його ходу h=10 мм і частотою обертання ексцентрика (числом подвійних ходів у хвилину) nе=400 об/хв (приймаємо орієнтовно найменшу частоту обертання третього вала коробки швидкостей, на якому буде встановлений ексцентрик).

Qнас = p×dп2×h× nе ×h/4000000 л/хв.

Qнас = p×182×10×400×0.9/4000000 = 0.92 л/хв.

Необхідний обьем мастильної рідини визначається числом крапок змазування і робочою температурою, що допускається, в опорах валів і шпинделя. У спроектованому верстаті загальне число опор на підшипниках качения приблизно 20: 8 у коробці швидкостей, 2 на шпинделі і близько 10 у приводі подач, а також 10 пар зубчастих коліс, які одночасно знаходяться в зачепленні (4 у коробці швидкостей і 6 у приводі подач, включаючі черв ячну і рейкову передачі). При цьому вали привода подач обертаються з відносно низькими швидкостями і не вимагають рясного змащення. Тому що олія від насоса буде подаватися на верхні опори валів коробки швидкостей і послідовно стікати по валах і розприскуватися зубчастими колісьми по всьому обьему приводів головного руху і подач, то розрахункової продуктивності насоса буде цілком достатньо. В існуючому верстаті-аналогу 2В56 установлений такий же насос.

СИСТЕМА КЕРУВАННЯ СВЕРДЛИЛЬНИМ ВЕРСТАТОМ

http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9229

6. СИСТЕМА КЕРУВАННЯ СВЕРДЛИЛЬНИМ ВЕРСТАТОМ



6.1. Переключення передач у приводах верстата

Настроювання швидкостей у приводі головного руху здійснюються переключенням трьох ковзних зубчатих блоків (поз.1,22,23 складального креслення) відповідно до прийнятого варіанта порядку переключення передач, відбитим на графіку частот обертання (мал.2.4) і у таблиці 2.8 результатів проектувальному розрахунку привода у системі PRIVOD.

Для переключення передач (переміщення ковзних блоків) в обох приводах верстата використовується важельно-рейкові механизми. Механизм переключення у коробці швидкостей складається з двох рукояток (поз.40 і поз.48), розташованих на лівій стінці шпиндельної бабки (див. креслення розгортки – лист 1 і згортки – лист 2 коробки швидкостей МШ-55.6.090203.08.01СК). На кресленні загального вигляду верстата (МШ-55.6.090203.08-03) це рукоятки 12,13). Ліва рукоятка 40 переключає 1-й (поз.22) і 2-й (поз.1) потрійні ковзні блоки. При цьому переключення першого блоку виконується обертанням її паралельно площині корпусу (вліво і вправо), а другого - обертанням перпендикулярно (на себе і від себе). Права рукоятка переключає третій подвійний (поз.23), який розташований на гільзі шпинделю (останньому валу приводу).

Як виконавчі механізми переміщення ковзних блоків використовуються вилки, виконані за одне ціле з рейками-втулками для 1-го і 2-го блоків, а для третього блоку встановлена на штанзі з рейкою. Вилки входять у кільцеві пази блоків шестірень з охопленням їх близько 100о-120о. Вилки з рейками (поз.49, 50) переміщаються по циліндричних скалках. Скалка (поз.52) для переміщення 1-го потрійного блоку встановлена в розточеннях приливу кришки (поз.6) з рукоятками переключення, скалка (поз.53) для переміщення 2-го потрійного блоку встановлена в розточеннях корпусу (у низу) і верхньої базової плити (поз.4). Штанга з рейкою 3-го подвійного блоку (поз.54) переміщується у отворі направляючої втулки (поз.24), яка встановлена у розточенні приливу корпусу коробки швидкостей. Фіксування положення блоків зубчастих коліс виконується фіксуванням рейок з вілками. Для цього на штангах виконані трикутні канавки, у які входять кульки (поз. 84), підгортаємі до них пружинами(поз. 83). Натяг пружин регулюється гвинтами (поз. 82).

Рейки з вилками приводяться в рух зубчастими секторами: поз.35 для першого блоку, поз.36 для другого і поз.37 для третього.

Для забезпечення нормального зачеплення рейкових передач кутове положення реек з вілкми навколо їхніх осей фіксується гвинтами, що входять у направляючий паз скалок (на кресленні вони не показані).

Виконуємо розрахунок параметрів механизмів переключення, виходячі з довжини їх переміщення і обмежень на кути обертання рукояток(важелєй) переключення.

Приймаємо кути обертання рукояток: для першого блоку і третього – j=60о (±30о), а для другого – j=40о (±20о). Далі розраховуємо радіуси важелей переключення (зубчастих секторів). Схема розрахунку наведена на мал.6.1.





Мал. 6.1. Схема розрахунку радіусів важелей переключення














Довжина ходу блоків по кресленню коробки швидкостей дорівнює: 1-го блоку L1=92 мм; 2-го блоку L2=116 мм; 3-го блоку L3=68 мм. За цією схемою формула для розрахунку радіусу важелей (зубчастих секторів) має вигляд:

(6.1)

Тоді для 1-го і 3-го блоків:

R1 = 92/(2·sin(60/2)) = 92 мм; R3 = 68/(2·sin(60/2)) = 68 мм.

Для 2-го блоку розрахунок складніше, тому що він переключається двома рейковими передачами (мал.6.2): кругова рейка-рейкова шестірня і зубчастий сектор – рейка з вилкою. Радіус обертання рукоятки Ro=47,5 мм, а рейкова шестірня має m=2 мм, Z=20 (прийняті при конструюванні). Тоді, з виразу (6.1) осьове переміщення кругової рейки Lo=2*Ro*sin(jo/2), де jo=40о.

Lo=2*47,5*sin(40/2) = 32.5 мм



Мал. 6.2. Механизм переключення

другого блоку


























Кут обертання рейкової шестірні с зубчастим сектором буде

jрш=2*arcsin(Lo/m*Z) = 2*arcsin(32.5/2*20) = 108,7o.

Тоді по необхідній довжині ходу 2-го блоку L2=116 мм визначаємо радіус зубчастого сектора (за виразом (6.1)), його модуль m2 і число зубів Z2.

R2 = L2/(2*sin(jрш/2) = 116/(2*sin(108,7/2) = 71,4 мм.

Приймаємо модуль m2 = 2,5 мм, тоді Z2 = 2* R2/ m2 = 57,12. Приймаємо Z2 = 57. Довжина ходу блоку буде незначно відрізнятись від потрібної, тому що радіус буде трохи менший 57*2,5/2 = 71,25 мм замість 71,4.

Таблиця 6.1. Таблиця переключення швидкостей шпинделя

№

n, об/хв

Група передач 1

(рукоятка 40)

Група передач 2

(рукоятка 40)

Група передач 3

(рукоятка 48)





передатні відно-шення

Положення бло-

ку 1

Положення руко-ятки

передатні відношеня

Поло-ження бло-

ку 2

Положення рукоятки

передатні відношеня

Поло-ження бло-

ку 2

Положення рукоятки

1

50

I21=Z3/Z4

Н

I31=Z9/Z10

В

I41=Z14/Z15

В

2

63

I22=Z5/Z6

В



I31=Z9/Z10

В



I41=Z14/Z15

В



3

80

I23=Z7/Z8

С



I31=Z9/Z10

В



I41=Z14/Z15

В



4

100

I21=Z3/Z4

Н



I32=Z11/Z12

Н



I41=Z14/Z15

В



5

125

I22=Z5/Z6

В



I32=Z11/Z12

Н



I41=Z14/Z15

В



6

160

I23=Z7/Z8

С



I32=Z11/Z12

Н



I41=Z14/Z15

В



7

200

I21=Z3/Z4

Н



I33=Z4/Z13

С



I42=Z14/Z15

В



8

250

I22=Z5/Z6

В



I33=Z4/Z13

С



I42=Z14/Z15

В



9

315

I23=Z7/Z8

С



I33=Z4/Z13

С



I42=Z14/Z15

В



10

315

I21=Z3/Z4

Н



I31=Z9/Z10

В



I42=Z16/Z17

Н



11

400

I22=Z5/Z6

В



I31=Z9/Z10

В



I42=Z16/Z17

Н



12

500

I23=Z7/Z8

С



I31=Z9/Z10

В



I42=Z16/Z17

Н



13

630

I21=Z3/Z4

Н



I32=Z11/Z12

Н



I42=Z16/Z17

Н



14

800

I22=Z5/Z6

В



I32=Z11/Z12

Н



I42=Z16/Z17

Н



15

1000

I23=Z7/Z8

С



I32=Z11/Z12

Н



I42=Z16/Z17

Н



16

1250

I21=Z3/Z4

Н



I33=Z4/Z13

С



I42=Z16/Z17

Н



17

1600

I22=Z5/Z6

В



I33=Z4/Z13

С



I42=Z16/Z17

Н



18

2000

I23=Z7/Z8

С



I33=Z4/Z13

С



I42=Z16/Z17

Н



Відповідно до таблиці 2.7 (рівняння кінематичного балансу, що показують номери включених передач кожного механізму на кожній з 18-ти швидкостей) і кінематичною схемою привода (мал.2.2 і креслення загального вигляду), що показує положення блоків, що переключаються, при включенні передач, складаємо таблицю переключення швидкостей (таблиця 6.1). У таблиці 6.1 прийняті наступні позначення: С – середнє, В – верхнє, Н – нижнє положення блоків, а також графічні зображення положення рукояток переключення, що показують їхнє положення з боку робочої зони верстата.

На основі цієї таблиці при виготовленні верстата буде виконана і закріплена на корпусі шпиндельної бабки для оператора, що працює за верстатом, таблиця настроювання швидкостей, у котру будуть включені тільки 1-й, 2-й, 5-й, 8-й и 11-й стовпці таблиці 6.1. Ця таблиця приведена на кресленні загального вигляду верстата (МШ-55.6.090203.08.03ВЗ)

Переключення передач у приводі подач виконується таким же механізмом як у приводі головного руху. У коробці подач при настроюванні подачі переключуються два потрійні блокі зубчастих коліс Z=27,36,47(поз.29) і Z=36,53,68 (поз.30).

Конструкція його така-ж як у механизмі переключення перших двох блоків (теж потрійних) коробки швидкостей. Рукоятка переключення подач приведена на кресленні загального виду верстата (МШ-55.6.090203.08.03ВЗ, поз.11), а на кресленні приводу подач цей механизм не показаний.

6.2. Реверсування і гальмування шпинделя

Реверсування (зміна напрямку обертання шпинделя) і його швидкий останов (гальмування) у спроектованому приводі здійснюються електричною системою керування. Реверсування виконується зміною включення фаз ланцюга електричного струму (міняються дві сусідні фази за допомогою реле). Зупинка (гальмування) може виконуватись противключенням, тобто включенням зворотного обертання, чи електродинамічним методом (подачею постійного струму в обмотки статора електродвигуна. Перший спосіб простіше, але вимагає установки в приводі додаткового реле швидкості (тахогенератора) для того, щоб при досягненні нульової швидкості обертання привода відключити двигун від електричної мережі (щоб не почалося обертання в зворотну сторону). При другому способі потрібно окреме джерело постійного струму. Конкретний спосіб електричного гальмування може бути обраний при проектуванні електричної частини системи керування верстатом. Для оператора, що працює на верстаті, на шпиндельній бабці встановлена рукоятка(поз 17 на кресленні загального вигляду), яка має три положення: вліво – пряме обертання шпинделю, середнє - виключення двигуна (стіп), вправо – звороттне обертання шпинделю.



3 Механізми включення-виключення подачі шпинделю і ручного його
переміщення

Включення і виключення механичної подачі шпинделю виконуєть­ся кулачковою муфтою М2, яка керується рукоятками 14 (на кресленні загального вигляду верстата МШ-55.08.3.00.03ВЗ). На кінематичній схемі це рукоятки Р, а на кресленні коробки подач із шпиндельним вузлом вони мають позицію у спеціфікації 41. При перемещении рукояток на себя муфта М2 сцеп­ляет червячное колесо 40 с полым валом XI (поз.33), включаючі механичну подачу.

При перемещении рукояток Р від себе муфта М2 відключуєтся. При цьому обертанням рукояток Р відносно осі полого валу XII можна виконувати ручне швидке переміщення шпинделю.

Ручне точне переміщення (подача) шпинделю виконується маховичком Мх, закрепленим на полому валу XIII, через запобіжну муфту Мп (поз.80) при нейтральному положенні 2-го потрійного ковзного блоку шестірен (поз.30 на кресленні коробки подач).



6.4. Механізм переміщення шпиндельної голівки по травесі

На кресленні загального вигляду верстата для переміщення шпиндельної голівки показаний маховик (поз.16), обертанням якого це виконується. На кінематичній схемі верстата це маховик Мх1.

Конструкція цього механізма показана на складальному кресленні коробки подач із шпиндельним вузлом МШ-55.08.1.00.02СК. В нього входять: маховик 39 з рукояткою 40, який встановлений на валу 33. Цей вал встановлений у наскрізний отвір валу-колеса рейкового 32, а на другому кінці цього валу встановлено зубчасте колесо 28 (Z=14, m=3 мм), яке входить в зачеплення з колесом Z=22 (дивись кінематичну схему верстата на кресленні МШ-55.3.00.03ВЗ його загального вигляду). На одному валу з колесом Z=22 встановлена рейкова шестірня с Z=14 і m=3 мм, яке знаходиться в зачепленні з рейкою, встановленою на траверсі (рукаві) верстат паралельно направляючим для шпиндельної голівки.

Таким чином обертанням маховика 39 виконується переміщення шпиндельної голівки по траверсі. При цьому за один оберт маховика голівка переміститься на відстань L = 1*p*3*14*14/22 = 84 мм.



6.5. Механізми переміщення траверси по колоні і затиску колони

Ці механізми прийняті такі-ж як у верстаті-аналогу 2В56 [8, c.114-119]. Загальний вигляд їх приведений на кресленні загального вигляду верстата МШ-55.3.00.03ВЗ (поз.6 - механізм підйому і опущення траверси, поз.7 – механізм затиску колони після її повертання з траверсою). Конструкція цих механизмів показана на кінематичній схемі верстата.

Вертикальне переміщення и затиск траверсы на обе­ртальній колоні виконуєтьсятся електродвигуном потужністю 1,32 кВт. Від двигуна через шестірні 23/66, вал XV и зуб­часті .колеса 16/54 обертається вертикальний ходо­вій гвинт XVI. На гвинту знаходяться дві гайки, розташовані унутрі траверси. З них верхня — гайка підйому Г1 може свободно обертатися з ходовим гвинтом, але вздовж гвинта вона рухається тільки разом з траверсою. На нижньому кінці гайки підйому Г1 є зубці, котрими вона може з’єднуватися з внутрішніми зубцями гайки Г2 (гайки затиску). Ця гайка обертатись із ходовим гвинтом не може, тому що вона зв’язана з тра­версою направляючою шпонкою. При обертанні ходового гвин­та гайка Г2 переміщується вздовж його осі.

На нижньому кінці гайки затиску Г2 є кільцева проточ­ка, в яку входить вилка важельно-затискного пристрию тра­верси.

При обертанні ходового гвинта спочатку гайка Г2 подйому буде вільно обертатися, а гайка затиску Г2 буде переміщувати­ся вздовж ходового гвинта, звільняя затискний пристрій тра­верси. Після деякого переміщеня гайки затиску Г2 її зубці увійдуть у зачеплення з зубцями гайки підйому Г1. Гайка Г1 не зможе більше обертатися разом з ходовим гвинтом, тому вона почне переміщуватися вздовж гвинта разом з траверсою, переміщуючі її уверх або униз в залежності від напрамку обертання валу електродвигуна.

Після потрібного переміщения траверси кнопку пус­ка електродвигуна звільняють. При цьому по електричній схемі електродвигун получить обертання у зворотному напрямку. За рахунок цього гайка затиску Г2 буде рухатися у протилежному напрямку, вийде із зачеплення з гайкою підйому Г1, дійде до нейтрального положення і за­клинить затискний пристрій траверси.

Затиск полої обертальної колони виконується електродвигуном потужністю 0,55 кВт, при оберанні якого через черв’яч­ну передачу 2/60 обертається гвинт, який стягує хомут, котрий зв’язує обертальну і нерухому колони.

Цей гвинт має діференціальну різь з крокіми 5,5 и 6 мм. При кожному обороті гвинта хомут стискується або розходиться на різ­ність кроків (на 0,5 мм). Червячне колесо зв’язано p хвостовиком uвинта шлицевим з’єднанням.

По закінченні затиску хомута електродвигун автоматично зупиняється.