244

Привод к операционному токарному станку

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Разработка рационального и технологичного привода к операционному токарному станку. Чья конструкция имела бы наибольшую экономическую эффективность и максимально соответствовала заданным техническим параметрам.

Русский

2012-12-07

8.91 MB

17 чел.

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

ВЯТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет автоматизации машиностроения

Кафедра «Основы конструирования машин»

Привод к операционному токарному станку

Пояснительная записка

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»

ТПЖА.303000.066 ПЗ

Разработал студент гр. ТМ-33  ______________________   / Предин К.С. /

(подпись)

Руководитель к.т.н., доцент   _______________________   / Власов В.А. /

(подпись)

Проект защищен с оценкой  «_____________»    «_____»__________2012 г.

Члены комиссии ___________________   /_______________ /

(подпись)

___________________   / ______________ /

(подпись)

Киров 2012


Содержание

Введение…...…………………………………………………………………………….3

1 Кинематический расчет привода….............................................................................4 

1.1 Выбор электродвигателя…………………………………………………………4

1.2 Кинематический расчет привода………………………………………………...5

2 Расчет передач……………………………..…………………………………..……...9

2.1Расчет зубчатых передач.................……………………………………..…….....9

2.2 Расчет клиноременной передачи………………..…………………..……........17

3 Расчет валов…………..……………………………………………………………...20

3.1 Предварительный расчет валов и подбор подшипников..............….……..….20

3.2 Уточненный расчет валов.……………………................………………….......22

3.3 Расчет опасного сечения ………………………….................…………………26

4 Уточненный расчет подшипников…….…..........……………………………….….29

5 Подбор шпонок………….……………………………………...........………………31

5.1 Предварительный подбор шпонок………................…………………………..31

5.2 Расчет шпонок................………………………………………………………...31

6 Подбор муфт…………..........……….………………………………………………..33

7 Конструктивные размеры корпусных деталей…....………………....…………......34

8 Обоснование выбора системы смазки…………………………...........…….….......35

Заключение……………....................……………………………………………….….36

Приложение А…………………....................…………………………………….........37

Приложение Б…………………........................……………………………………... ..38

Введение

Машиностроительный сектор без преувеличения называют основой промышленного производства любой страны. Возможность его стабильного развития для экономики определяется тем фактором, что на протяжении нескольких столетий сектор остаётся единственным поставщиком капитальных ресурсов на предприятия прочих отраслей. Машиностроение обеспечивает любое производство машинами и оборудованием, а население – предметами потребления. Сегодня невозможно представить себе сферу человеческой жизни, в которой тем или иным образом не использовалась бы продукция отраслей машиностроения. От степени развитости машиностроения, в конечном итоге, зависит устойчивость и эффективность развития других секторов и всей экономики в целом.

Дисциплина «Детали машин» знакомит с основами машиностроения.

Главной задачей дисциплины «Детали машин» является подготовка будущих инженеров-механиков к конструкторскому творчеству, повышение их технического мастерства, освоение процесса создания оптимального варианта машины в документах (главным образом в чертежах) на основе теоретических расчетов, конструкторского, технологического и эксплуатационного опыта.

Целью данной работы является разработка рационального и технологичного привода к операционному токарному станку. Чья конструкция имела бы наибольшую экономическую эффективность и максимально соответствовала заданным техническим параметрам.


  1.  Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

Дано:    - минимальная частота вращения выходного вала;

             кВт  - мощность на выходном валу;

             - знаменатель геометрического ряда оборотов;

      = 20000час – срок службы привода.

Определяем коэффициент полезного действия привода:

где  - КПД ременной передачи;

– КПД муфты;

– КПД зубчатой передачи;

– КПД подшипников (табл.1.1 [1]).

Определяем потребляемую мощность на входе:

Определяем частоты вращения выходного вала:

Определяем общие передаточные отношения привода:

Предварительно примем ;

Найдем примерную частоту вращения входного вала:

Из каталога (табл.1.2 [1]) выбираем электродвигатель 112М с характеристиками:

 

  1.  
    Кинематический расчёт привода

Определяем общие передаточные отношения:

Уточняем передаточное отношение отдельных ступеней:

Примем =2;

По стандартному ряду (ГОСТ 2144-76) находим наиболее близкие передаточные отношения:

Определяем действительные общие передаточные отношения:

Подбираем числа зубьев зубчатых колес, учитывая условие соосности:

Получившиеся числа зубьев колес сведем в таблицу1.1:

Таблица1.1 – число зубьев колес

Номер колеса

1

2

3

4

5

6

7

8

Количество зубьев

25

50

31

44

26

58

40

44

Определяем действительные частоты вращения выходного вала:

Процент ошибки:

Определяем крутящие моменты, угловые скорости и частоты вращения не валах:

  1.  На валу электродвигателя:

  1.  На I валу:

  1.  На II валу:

  1.  На выходном валу:

Полученные результаты приведены в таблице1.2:

Таблица1.2 – Кинематический расчет коробки скоростей

Вал

n, 

,

,Н*м

Вал электродвигателя

2850

298,3

25,1

Входной (I)

1425

149,2

47,3

Промежуточный (II-1)

712,5

74,6

89,8

Промежуточный (II-2)

1004

105,1

63,8

Выходной (III-1)

319,4

33,4

186,5

Выходной (III-2)

450,1

47,1

132,7

Выходной (III-3)

647,7

67,8

91,9

Выходной (III-4)

912,7

95,6

65,4


2 Расчёт передач

2.1 Расчёт зубчатых передач

     2.1.1 Расчёт тихоходной ступени

Проектировочный расчет зацепления 5-6.

Расчету подлежит шестерня с меньшим числом зубьев.

Исходные данные:

;

минимальная частота вращения на втором валу ;

максимальный момент на втором валу, ;

U – передаточное число для зацепления 5-6, .

Определяем диаметр зубчатого колеса:

Где:    М – максимальный момент на втором валу, М;

отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни (табл. 3.8 [1]);

вспомогательный коэффициент для зацепления «сталь-сталь» (табл. 3.7 [1]).

Зубчатые колеса будем изготавливать из стали марки Сталь 40Х; вид термообработки – закалка (табл. 2.1 [1]).

Для этой стали: ; ; HB 480..520;

допускаемые напряжения при базовом числе циклов ;              , так как нагрузка нереверсивная.

Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Определяем коэффициент долговечности:

Определяем допускаемое контактное напряжение:

Определяем модуль колеса 5:

Из стандартного ряда берем значение модуля  (ГОСТ 9563-60 табл. 3.9 [1]).

Определяем геометрические параметры колес.

Делительный диаметр колеса:

Диаметр выступов колеса:

Диаметр впадин колеса:

Ширина колеса:

Полученные значения занесены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 – геометрические параметры зубчатых колес

Номер колеса

Делительный диаметр, мм

Диаметр выступов, мм

Диаметр впадин, мм

Ширина колеса, мм

5

104

112

94

20,8

6

232

240

222

46,4

7

160

168

150

32

8

176

184

166

35,2

Среднее значение ширины колеса

Проверочный расчет зацепления 5-6.

Рассчитываем зацепление 5-6, так как на нем передаточное отношение больше, чем на зацеплении 7-8.

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, при нулевом смещении контура и нулевом угле наклона линии зуба   (табл. 3.12 [1]).

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов, при зацеплении «сталь-сталь»  (табл. 3.7 [1])

Определяем коэффициент торцевого перекрытия:

Определяем коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Определяем исходную расчетную окружную силу:

Определяем окружную скорость:

Определяем межосевое расстояние между колесами 5 и 6:

Определяем удельную окружную динамическую силу:

где 014 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 3.14 [1]);

коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса, принимаем равным  (табл. 3.15 [1]).

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

где  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл. 3.13);

 - коэффициент, который зависит от твердости материала, из которого изготовляется колесо (табл. 3.8 [1]).

Определяем удельную расчетную окружную силу:

Условие выполняется.

Расчет на изгибную выносливость зубьев.

Расчет ведем по колесу  

Коэффициент, учитывающий число зубьев и смещение колеса, принимаем  (табл. 3.10 [1]);

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимаем ;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых передач ;

Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Определяем коэффициент долговечности при расчете на выносливость по изгибу:

Определяем допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев по изгибу:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ;

коэффициент  (табл. 3.8 [1]);

коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля зубьев .

Определяем удельную окружную динамическую силу:

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете зуба на изгиб:

Определяем удельную расчетную окружную силу:

Проверяем условие:

Условие выполняется.

     2.1.2 Расчёт быстроходной ступени

Проектировочный расчет зацепления 1-2. Расчету подлежит шестерня с меньшим числом зубьев.

Исходные данные:

;

минимальная частота вращения на первом валу ;

максимальный момент на первом валу, M;

U – передаточное число для зацепления 1-2, .

Определяем диаметр зубчатого колеса:

Здесь: M – максимальный момент на втором валу, M;

отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни  (табл. 3.8 [1]);

вспомогательный коэффициент для зацепления «сталь-сталь» (табл. 3.9 [1]).

Зубчатые колеса будем изготавливать из стали марки Сталь 40Х; вид термообработки – закалка (табл. 2.1 [1]).

Для этой стали: ; ; HB 480..520;

допускаемые напряжения при базовом числе циклов ;              , так как нагрузка нереверсивная.

Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Определяем коэффициент долговечности:

Определяем допускаемое контактное напряжение:

Определяем модуль колеса 1:

Из стандартного ряда берем значение модуля  (ГОСТ 9563-60 табл. 3.9 [1]).

Определяем геометрические параметры колес.

Делительный диаметр колеса:

Диаметр выступов колеса:

Диаметр впадин колеса:

Ширина колеса:

Полученные значения занесены в таблицу 2.2.

Таблица 2.2 – геометрические параметры зубчатых колес

Номер колеса

Делительный диаметр, мм

Диаметр выступов, мм

Диаметр впадин, мм

Ширина колеса, мм

1

75

81

67,5

15

2

150

156

142,5

30

3

93

99

85,5

18,6

4

132

138

124,5

26,4

Среднее значение ширины колеса

Проверочный расчет зацепления 1-2.

Рассчитываем зацепление 1-2, так как на нем передаточное отношение больше, чем на зацеплении 3-4.

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, при нулевом смещении контура и нулевом угле наклона линии зуба  (табл. 3.12 [1]).

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов, при зацеплении «сталь-сталь» (табл. 3.7 [1])

Определяем коэффициент торцевого перекрытия:

Определяем коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Определяем исходную расчетную окружную силу:

Определяем окружную скорость:

Определяем межосевое расстояние между колесами 5 и 6:

Определяем удельную окружную динамическую силу:

где 014 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 3.14 [1]);

коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса, принимаем равным (табл. 3.15 [1]).

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

где  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл. 3.13 [1]);

 - коэффициент, который зависит от твердости материала, из которого изготовляется колесо (табл. 3.8 [1]).

Определяем удельную расчетную окружную силу:

Условие выполняется.

Расчет на изгибную выносливость зубьев.

Расчет ведем по колесу  

Коэффициент, учитывающий число зубьев и смещение колеса, принимаем (табл. 3.10 [1])

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимаем

Коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых передач

Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Определяем коэффициент долговечности при расчете на выносливость по изгибу:

Определяем допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев по изгибу:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Коэффициент (табл. 3.8 [1])

Коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля зубьев

Определяем удельную окружную динамическую силу:

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете зуба на изгиб:

Определяем удельную расчетную окружную силу:

Проверяем условие:

Условие выполняется.


2.2 Расчёт передачи поликлиновым ремнём

Исходные данные:

- передаточное отношение ременной передачи;

- крутящий момент на входном валу коробки скоростей;

передаваемая мощность – 7,5 кВт;

частота вращения ведущего шкива – 2850 .

Клиноременная передача в данном варианте коробки передач является связью между валом электродвигателя и входным валом коробки. Так как на быстроходном валу крутящий момент , выбираем ремень профиля К (табл. 6.12 [1]).

Размеры сечения профиля: e ; ; ; ; .

Диаметр меньшего шкива , но так как у нас нет ограничений в габаритах, для повышения долговечности передачи возьмем  (ГОСТ 17383-73).

Диаметр большего шкива

где   – коэффициент скольжения ремня =0,01.

Стандартный диаметр по ГОСТ 17383-73 .

Фактическое передаточное число:

Скорость ремня:

Частота вращения ведомого вала:

Межосевое расстояние, согласно рекомендациям a/dp2=1,2:

Расчетная длина ремня:

Стандартная длина ремня L=1000 мм (ГОСТ 1284-68).

Уточняем действительное межосевое расстояние:

Минимальное расстояние для удобства монтажа и снятия ремней:

Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке:

Угол обхвата на меньшем шкиве:

Исходная длина ремня , относительная длина:

Коэффициент длины  (табл. 6.18 [1])

Исходная мощность при  и  выбираем  (табл. 6.16 [1])

Коэффициент угла обхвата  (табл. 6.17 [1])

Поправка к крутящему моменту на передаточное число

Поправка к мощности:

Коэффициент режима работы при указанной нагрузке

Допускаемая мощность на один ремень:

Число рёбер поликлинового ремня:

Принимаем .

Сила начального натяжения одного клинового ремня:

где  – плотность ремня (табл. 6.12 [1]).

Усилие, действующее на валы передачи:

Размеры обода шкивов:  

Наружные диаметры шкивов:

Ширина обода шкивов:


3 Расчет валов

Расчет ведем по [4]

3.1 Предварительный расчет валов и подбор подшипников

Определяется предварительный диаметр вала расчета на чистое кручение по пониженным допускаемым касательным напряжениям:

, где:

 – крутящий момент, передаваемый валом, Н* мм;

– допускаемое напряжение на кручение.

= 12…20 МПа [4], принимается = 16 МПа для расчета всех валов.

Рассчитывается диаметр входного вала:

Диаметр входного  конца  вала, с    учетом   размеров муфты, принимается

dв1 = 30 мм; конструктивно диаметры под подшипники принимаются dп1 = 30мм; диаметр под блоком шестерней dш = 38 мм, обусловлен наличием шлицев     средней серии Dш = 38 мм, d=32 мм, Z=8, b=6 мм.

Предварительно выбираются шарикоподшипники радиальные                однорядные лёгкой серии 207.

Рассчитывается диаметр промежуточного вала:

Конструктивно диаметры под подшипники принимаются dп2 = 35 мм; диаметры под ступицы  dк2 = 40 мм. Диаметр под блоком шестерней dш = 40 мм, обусловлен наличием шлицев     лёгкой серии Dш = 40 мм, d=36 мм, Z=8, b=7 мм.

Предварительно выбираются шарикоподшипники радиальные                однорядные средней серии 307. Под конструкцию зубчатого колеса №7 выбираются радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии 106.

Рассчитывается диаметр выходного вала:

Конструктивно диаметр выходного конца вала принимается dв3 = 40 мм, диаметр под уплотнения dу3 = 42 мм, диаметр под подшипниками dп3 = 45 мм; диаметр под ступицы dк3 = 50 мм.

Предварительно выбираются шарикоподшипники радиальные                однорядные средней серии 309 по ГОСТ 8338-75.

Значения диаметров валов сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 – значения диаметров валов:

Вал

Диаметр выходного конца вала,мм

Диаметр под уплотнение, мм

Диметр под подшипники, мм

Диаметр под ступицу, мм

Номер подшипников средней (легкой) серии

Входной

-

-

35

38

207

Промежуточный

-

-

35

40

307 (106)

Выходной

40

43

45

50

309

Характеристики шариковых радиальных подшипников  по ГОСТ 8338-75 приведены в таблице 3.2 [3].

Таблица 3.2 – характеристики шариковых радиальных подшипников:

Се-

рия

Наружный диаметр, мм

Внутренний

диаметр,

мм

Ширина,

мм

Динамическая грузоподъёмность, кН

Статическая грузоподъемность, кН

107

62

35

14

15,9

8,5

207

72

35

17

25,5

13,7

307

80

35

21

33,2

18,0

309

100

45

25

52,7

22,4


3.2 Уточненный расчет валов

 Для каждого из валов составляются схемы нагружения и строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Силы, действующие в зубчатых зацеплениях, изображены на рисунке 1.

Рисунок 1 – Силы, действующие в зубчатых зацеплениях

Рассматривается входной вал коробки скоростей.

Силы, действующие на вал:

- окружная сила,  = 1261,3 Н;

- радиальная сила, = ;

- усилие от ременной передачи, , так как консольная нагрузка на вал отсутствует благодаря используемой конструкции шкива с муфтой (нагрузку от ременной передачи воспринимает стакан, закрепленный в корпусе коробки передач).

Определяются реакции в опорах:

а) моменты сил, действующих на вал, относительно опор А и В в          плоскости ХОZ:

Проверка:

б) в плоскости YOZ:

Проверка:

Суммарные реакции:

Определяются изгибающие моменты:

а) в горизонтальной плоскости:

б) в вертикальной плоскости:

в) суммарные моменты:

Крутящий момент

Рисунок 2 – Эпюры нагружения входного вала


3.3 Расчет опасного сечения

После того как построены эпюры изгибающих и крутящих моментов, выбирается материал вала. Принимается материал валов - сталь 45 с наличием т/о – закалкой ТВЧ, механические характеристики которой приведены в таблице 3.3.1.

Таблица 3.3.1 - Механические свойства стали 45

Марка

стали

Твердость НВ

Механические характеристики, МПа

sB

sT

tT

s-1

t-1

Сталь 45

490

883

638

    383

   432

    255

Далее производится расчет вала на усталостную прочность. Он сводится к определению расчетного коэффициента запаса прочности для    предположительно опасных сечений вала и сравнению его с допускаемым    значением [n], принимаемым обычно 1,8.

Суммарные изгибающие моменты в предполагаемых опасных сечениях равны . Крутящий момент, передаваемый валом .

Рисунок 3 – Опасное сечение

Концентрация напряжений в сечении I-I обусловлена шлицевым валом:

, где:

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

             , где:

и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , касательные напряжения по отнулевому циклу: .

, где:

- изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*мм;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм 3;

ξ - для средней серии ξ = 1,14…1,27. Принимаем ξ = 1,2 (стр. 15[4]);

d – внутренний диаметр шлицевого вала, мм

, где:

где  – полярный момент сопротивления сечения вала, мм 3.

, где:

 - эффективный коэффициент концентрации напряжений ;

– коэффициент упрочнения;

- масштабный фактор.

Принимаем:

(табл.4[4]);

(табл.6[4]);

(табл.8[4]).

, где:

- эффективный коэффициент концентрации напряжений;

- масштабный фактор.

Принимаем:

(табл.4[4]);

(табл.8[4]).

Влияние ассиметрии цикла на изменение t обычно незначительно:

; . Тогда:

  

Уточненный расчет оставшихся валов выполнен на ЭВМ и представлен в приложении Б.


4 Уточненный расчет подшипников

Расчет ведем по [5]

Проверочный расчет подшипников проводится на долговечность.

Рассматриваются подшипники на входном валу:

;

;

;

;

;

;

;

;

, где:

– частота вращения входного вала, об/мин;

,    - радиальные нагрузки, действующие на правый и левый подшипник соответственно, Н;

- осевая нагрузка, Н;

 – необходимый ресурс работы, ч;

– коэффициент вращения;

 - температурный коэффициент;

  – коэффициент безопасности (табл.2);

- коэффициент надежности;

– обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации  (табл.1).

Характеристики выбранного подшипника представлены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 – Характеристики подшипника:

Тип

207

Динамическая грузоподъемность,

25500 Н

Статическая грузоподъемность,

13700 Н

Внутренний диаметр подшипника, d

35 мм

Наружный диаметр подшипника, D

72 мм

Ширина подшипника, В

17 мм

а) определяется эквивалентная нагрузка:

,

где:  Х - коэффициент радиальной динамической нагрузки;

        у - коэффициент осевой динамической нагрузки.

Принимаем:

X = 0,56 (табл.3);

у = 2,37 (табл.4)

б) определяется ресурс принятого подшипника:

млн.об.

По результатам расчетов выбранный подшипник удовлетворяет заявленным требованиям.

Результаты расчетов подшипников для промежуточного и выходного валов выполнены на ЭВМ и приведены в приложении Б.


5 Подбор шпонок

Расчет ведем по [7]

5.1 Предварительный подбор шпонок

Предварительный подбор размеров шпонок осуществляется в зависимости от диаметра вала. Выбираются призматические шпонки по ГОСТ 23360-78, размеры которых приведены в таблице 5.1.

Таблица 5.1 - Размеры шпонок и пазов:

Вал

Номер шпонки

Размеры

Глубина паза

Длина

b

h

вала t1

втулки t2

l

Промежуточный

1

12

8

5

3,3

102

Выходной

2

14

9

5,5

3,8

99

3

14

9

5,5

3,8

74

5.2 Расчет шпонок

Выбираем материал для шпонок Сталь 45 улучшенную до HB 230.

Проверка  шпонок  ведется  по   наиболее   нагруженным   зацеплениям   на    смятие и срез рабочих поверхностей:

, где:

[sсм] - допускаемое напряжение смятия, [sсм]=100 Н/мм 2 ,

, где:

     [τср] - допускаемое напряжение среза, [τср]=60 Н/мм2,

а) для шпонки №1:

;

.

б) для шпонки №2:

;

.

в) для шпонки №3:

;

.   


6 Подбор муфт

 

Для передачи крутящего момента от электродвигателя на входной вал  посредством клиноременной передачи используется фрикционная муфта сухого трения. Ее выбираем по отношению мощности, передаваемой на входной вал, и частоты вращения, передаваемой через ременную передачу.

Определяем частоту вращения на входном валу:

Определяем мощность на входном валу:

В соответствии с полученным отношением выбирается муфта №1(табл.16.3 [2]). Для данной муфты диаметр вала под муфтой .

Муфта для выходного вала подбирается по крутящему моменту (Т = 186,5 Нм) и его диаметру (d = 40мм). Наиболее подходят упругие муфты, так как они обладают способностью снижать динамические нагрузки и  предотвращать опасные колебания. Кроме того, упругие муфты допускают       некоторую компенсацию неточностей взаимного расположения валов.

Выбирается муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 14085-68 с                   характеристиками:

- крутящий момент Т = 250 Нм;

- отверстие d = 40 мм.


7 Конструктивные размеры корпусных деталей

Расчет приводится по [2]

1. Определяется толщина нагруженных стенок, мм:

где - максимальное межосевое расстояние, мм

2. Ширина отбортовки, мм:

3. Высота отбортовки, мм:

4. Прилив под винты, мм:

где d1 – диаметр винтов крышки, мм:

5. Определяется толщина стенок крышки, мм:

6. Определяется высота крышки, мм


8 Обоснование выбора системы смазки

Для смазывания деталей привода используется картерная смазка. Эта     система не требует специальных устройств и является весьма надежной. Данный способ применяется при окружных скоростях более 2 м/с. Зубчатые колеса    погружаются в масло на глубину от 2 до 5 модулей. Определяются окружные скорости зубчатых колес:

где d – делительный диаметр зубчатого колеса, мм;

n – частота вращения вала колеса, об/мин.

При данной окружной скорости и контактных напряжениях σв = 450 МПа необходимо использовать масло с кинематической вязкостью 50∙10-6 м2/с    (таблица 10.8, [6]). По таблице 10.10 выбирается масло индустриальное И-50А.

Находится предварительный объем масла:

где Nэд – мощность электродвигателя привода, кВт.

После проектирования корпуса рассчитываем необходимый объем масла:

где a – высота масляной ванны, мм; a = 42 мм;

b – длина масляной ванны, мм; b = 424 мм;

c – ширина масляной ванны, мм; c = 402 мм.

При скорости колеса 11,48м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник и смазывает его.


Заключение

 При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода к операционному токарному станку, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.
Можно отметить, что спроектированная коробка передач обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданным требованиям.


Приложение А

(справочное)

Библиографический список

1.Власов В.А. Расчёт механических передач и деталей машин с применением компьютерных программ: учебное пособие / В.А. Власов, С.М. Поляков, М.А. Мельчаков. – Киров: Изд-во ВятГУ, 2011. - 232 с.

2.Расчет и проектирование деталей машин: Учеб. пособие для вузов. Под ред. Г.Б. Столбина и К.П. Жукова. – М.: Высш. школа, 1978. – 247 с., ил.

3.Власов В.А. Расчет передач гибкой связью: Учебное пособие. - Киров:  Изд-во ВятГУ,2003. – 83 с.

4.Власов В.А. Расчет валов на прочность. – Киров: Вятский

государственный университет, 2006. – 27 с .

5.Власов В.А. Подбор подшипников качения. – Киров: Вятский              государственный университет, 2006. – 26 с.

        6.Чернавский С.А. и др. « Курсовое проектирование деталей машин». М-Машиностроение, 1988г.

         7. Дунаев П.Ф.,  Леликов О.П.  Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроительных спец. техникумов. – М.: Высшая школа, 1984. – 336 с., ил.


Приложение Б

(обязательное)

Расчеты на ПК

Уточненный расчет вала №2

Исходные данные:

Радиальная сила на шестерне F=514 Н

Окружная сила на шестерне F=1412 Н

Осевая сила на шестерне F=0 Н

Радиальная сила на колесе F=436 Н

Окружная сила на колесе F=1197 Н

Осевая сила на колесе F=0 Н

Крутящий момент T=89,8 Н·м

Диаметр шестерни d=104 мм

Диаметр колеса D=150 мм

Расстояние от подшипника до колеса a=104 мм

Расстояние от колеса до шестерни b=147 мм

Расстояние от шестерни до подшипника c=155 мм

Расчеты:


Силы:
R
x1=1429,44 Н        Rx2=1179,55 Н
R
y1=128,08 Н        Ry2=-206,09 Н
R
s1=1435,16 Н        Rs2=1197,41 Н
Моменты горизонтальная плоскость:
М
г1=148,662 Н·м        Мг2=182,83 Н·м
Моменты вертикальная плоскость:
М
в1=13,32 Н·м        Мв2=13,32 Н·м
М
в3=-31,944 Н·м        Мв4=-31,944 Н·м
Моменты суммарные:
М
s1=149,257 Н·м        Мs2=149,257 Н·м
М
s3=185,6 Н·м        Мs4=185,6 Н·м
Крутящий момент:
T=89,8 Н·м


Уточненный расчет вала №3

Исходные данные:


Радиальная сила на шестерне F
=0 Н
Окружная сила на шестерне F
=0 Н
Осевая сила на шестерне F
=0 Н
Радиальная сила на колесе F
=585 Н
Окружная сила на колесе F
=1608 Н
Осевая сила на колесе F
=0 Н
Крутящий момент T=186.5 Н·м

Диаметр шестерни d=0 мм
Диаметр колеса D=232 мм
Расстояние от подшипника до колеса a=251 мм
Расстояние от колеса до шестерни b=158 мм
Расстояние от шестерни до подшипника c=0 мм

Расчеты:


Силы:
R
x1=621,18 Н        Rx2=986,81 Н
R
y1=225,99 Н        Ry2=359 Н
R
s1=661,01 Н        Rs2=1050,08 Н
Моменты горизонтальная плоскость:
М
г1=155,916 Н·м        Мг2=-0,001 Н·м
Моменты вертикальная плоскость:
М
в1=56,723 Н·м        Мв2=56,723 Н·м
М
в3=0 Н·м        Мв4=0 Н·м
Моменты суммарные:
М
s1=165,914 Н·м        Мs2=165,914 Н·м
М
s3=0,001 Н·м        Мs4=0 Н·м
Крутящий момент:
T=186,5 Н·м


Расчет опасного сечения второго вала

концентратор - шпонка

Исходные данные:

Крутящий момент в опасном сечении T

89,8 Н·м

Изгибающий момент на выходном валу Мs

149.26 Н·м

Наименьший диаметр вала D

40 мм

Реверсивность вала:

не реверсивный

Наличие технологического упрочнения:

есть

Паз выполнен фрезой:

дисковой

Материал:

Материал:

таблица 1

Сталь 45

Диаметр заготовки d

таблица 1

<=60 мм.

Твердость HB

таблица 1

240…270

Предел прочности σв

таблица 1

785 МПа

Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1

таблица 1

383 МПа

Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1

таблица 1

226 МПа

Расчет:

Параметр

Формула

Значение

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ψσ

страница 5

0,1

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ

страница 5

0,05

Масштабный фактор εσ

таблица 4

0,84

Масштабный фактор ετ

таблица 4

0,78

Ширина шпонки b

таблицы ГОСТ-а

12 мм

Глубина паза в валу t1

таблицы ГОСТ-а

5 мм

Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kσ

таблица 2

1,62

Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kτ

таблица 2

1,88

Коэффициент упрочнения β

таблица 5

1,1

Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kσd

Kσd=Kσ/(β·εσ)

1,75

Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kτd

Kτd=Kτ/(β·ετ)

2,19

Осевой момент сопротивления W0

5481,25 мм3

Осевой момент сопротивления Wp

11881,25 мм3

Амплитуда номинальных напряжений изгиба σA

σA=σ=Mиз сум·103/W0

27,23 МПа

Амплитуда номинальных напряжений изгиба τA

τAm=Tкр·103/(Wр·2)

7,55 МПа

Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений nσ

nσ-1/(Kσd·σAσ·σm)

8,03

Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений nτ

nτ-1/(Kτd·τAτ·τm)

26,69

Общий коэффициент запаса прочности n

7,68

концентратор - шлиц

Исходные данные:

Крутящий момент в опасном сечении T

89.8 Н·м

Изгибающий момент на выходном валу Мs

185.6 Н·м

Коэффициент ξ

1,1

Внутренний диаметр шлицов d

36

Реверсивность вала:

не реверсивный

Шлиц:

прямобочный

Наличие технологического упрочнения:

есть

Материал:

Материал:

таблица 1

Сталь 45

Диаметр заготовки d

таблица 1

<=60 мм.

Твердость HB

таблица 1

240…270

Предел прочности σв

таблица 1

785 МПа

Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1

таблица 1

383 МПа

Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1

таблица 1

226 МПа

Расчет:

Параметр

Формула

Значение

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ψσ

страница 5

0,1

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ

страница 5

0,05

Масштабный фактор εσ

таблица 4

0,81

Масштабный фактор ετ

таблица 4

0,76

Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kσ

таблица 2

1,65

Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kτ

таблица 2

2,55

Коэффициент упрочнения β

таблица 5

1,1

Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kσd

Kσd=Kσ/(β·εσ)

1,85

Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kτd

Kτd=Kτ/(β·ετ)

3,05

Осевой момент сопротивления W0

W0=ξ·π·d3/32

5038,47 мм3

Осевой момент сопротивления Wp

Wp=2·W0

10076,95 мм3

Амплитуда номинальных напряжений изгиба σA

σA=σ=Mиз сум·103/W0

36,83 МПа

Амплитуда номинальных напряжений изгиба τA

τAm=Tкр·103/(Wр·2)

8,91 МПа

Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений nσ

nσ-1/(Kσd·σAσ·σm)

5,62

Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений nτ

nτ-1/(Kτd·τAτ·τm)

16,36

Общий коэффициент запаса прочности n

5,31


Расчет опасного сечения третьего вала

концентратор - шпонка

Исходные данные:

Крутящий момент в опасном сечении T

186.5 Н·м

Изгибающий момент на выходном валу Мs

165.9 Н·м

Наименьший диаметр вала D

50 мм

Реверсивность вала:

не реверсивный

Наличие технологического упрочнения:

есть

Паз выполнен фрезой:

дисковой

Материал:

Материал:

таблица 1

Сталь 45

Диаметр заготовки d

таблица 1

<=60 мм.

Твердость HB

таблица 1

240…270

Предел прочности σв

таблица 1

785 МПа

Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1

таблица 1

383 МПа

Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1

таблица 1

226 МПа

Расчет:

Параметр

Формула

Значение

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ψσ

страница 5

0,1

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ

страница 5

0,05

Масштабный фактор εσ

таблица 4

0,81

Масштабный фактор ετ

таблица 4

0,76

Ширина шпонки b

таблицы ГОСТ-а

14 мм

Глубина паза в валу t1

таблицы ГОСТ-а

5,5 мм

Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kσ

таблица 2

1,62

Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kτ

таблица 2

1,88

Коэффициент упрочнения β

таблица 5

1,1

Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kσd

Kσd=Kσ/(β·εσ)

1,81

Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kτd

Kτd=Kτ/(β·ετ)

2,24

Осевой момент сопротивления W0

10975,2 мм3

Осевой момент сопротивления Wp

23475,2 мм3

Амплитуда номинальных напряжений изгиба σA

σA=σ=Mиз сум·103/W0

15,11 МПа

Амплитуда номинальных напряжений изгиба τA

τAm=Tкр·103/(Wр·2)

7,94 МПа

Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений nσ

nσ-1/(Kσd·σAσ·σm)

13,99

Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений nτ

nτ-1/(Kτd·τAτ·τm)

24,84

Общий коэффициент запаса прочности n

12,18

Расчет подшипников второго вала

Исходные данные:

Наименование

Источник

Величина

Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике Rs1

 

1429.4 Н

Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике Rs2

 

1197.4 Н

Частота вращения n

 

1004 об/мин-1

Необходимый ресурс работы Lh

 

20000 ч

Коэффициент вращения V

 

1

Температурный коэффициент Кт

таблица 12.1.4

1

Коэффициент безопасности Кб

таблица 12.1.3

1,35

Коэффициент надеждности а1

таблица 12.1.1

1

Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3

таблица 12.1.2

0,75

Подшипник:

Тип

307

Внутренний диаметр подшипника d

35 мм

Наружний диаметр подшипника D

80 мм

Ширина подшипника В

21 мм

Динамическая грузоподъемность Cr

33200 Н

Статическая грузоподъемность C0r

18000 Н

Расчеты:

Наименование

Источник

Величина

Эквивалентная нагрузка Pэ

Pэ=V·Rs·Kб·Kт

1929,69

Ресурс работы L

L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ)β

3819,56

Ресурс работы Lh

Lh=106·L/(60·n)

63405,71


Подшипник проходит по ресурсу работы


Расчет подшипников третьего вала

Исходные данные:

Наименование

Источник

Величина

Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике Rs1

 

661 Н

Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике Rs2

 

1050.1 Н

Частота вращения n

 

912.7 об/мин-1

Необходимый ресурс работы Lh

 

20000 ч

Коэффициент вращения V

 

1

Температурный коэффициент Кт

таблица 12.1.4

1

Коэффициент безопасности Кб

таблица 12.1.3

1,35

Коэффициент надеждности а1

таблица 12.1.1

1

Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3

таблица 12.1.2

0,75

Подшипник:

Тип

309

Внутренний диаметр подшипника d

45 мм

Наружний диаметр подшипника D

100 мм

Ширина подшипника В

25 мм

Динамическая грузоподъемность Cr

52700 Н

Статическая грузоподъемность C0r

30000 Н

Расчеты:

Наименование

Источник

Величина

Эквивалентная нагрузка Pэ

Pэ=V·Rs·Kб·Kт

1417,635

Ресурс работы L

L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ)β

38530,07

Ресурс работы Lh

Lh=106·L/(60·n)

703591,36


Подшипник проходит по ресурсу работы


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

43710. Структура дистанционного курса (ДК) «Изготовление и испытание ПТМ» 6.4 MB
  В работе представлена структура дистанционного курса (ДК) «Изготовление и испытание ПТМ»; даны рекомендации по оформлению ДК, предложена информационная, содержательная и контрольно-мониторинговая части ДК «Изготовление и испытание ПТМ».
43711. Розробка моделі цінності інформаційних ресурсів для оптимізації побудови системи захисту інформації 302.91 KB
  Мета роботи – розробка моделі цінності інформаційних ресурсів для оптимізації побудови системи захисту інформації. Об’єкт дослідження – цінність інформації якою володіє організація що в даній роботі позиціонується як інформаційні ресурси та входить до складу активів організації. Результатом роботи є адитивна модель цінності інформації яка включає основні елементи цінності легка для сприйняття та передбачає можливість модернізації в залежності від специфіки області в якій застосовується. Продовжити вдосконалення даної моделі можна більш...
43712. Разработка программного обеспечения для сжатия изображения 4.51 MB
  Особенность изображений состоит в том, что отдельные элементы изображения находятся в определенной связи с соседними элементами. Поэтому большинство алгоритмов преобразования изображений носит групповой характер (то есть группа пикселей)
43713. Разработка мероприятия по совершенствованию системы управления персоналом на ОАО АКБ «РОСБАНК» 17.41 MB
  Управление людьми имеет практически такую же древнюю историю, как и человечество. По мере экономического развития и появления крупных организаций, управление персоналом превратилось в особую управленческую функцию, требующую специальных знаний и навыков.
43714. Повышение технического уровня подземного горношахтного оборудования 91.49 KB
  Запасы угля Вскрытие шахтного поля. Основной базой каменного угля Украины по-прежнему остаётся Донбасс. Обогащение угля не осуществляется. Основными потребителями угля являются ТЭЦ.
43715. Дослідження методів обробки пластикових матеріалів при виготовленні пакування 12.3 MB
  В результаті розробки проекту необхідно забезпечити високу продуктивність гнучкість оперативність випуску високоякісної продукції. Сучасні тенденції виробництва пластикового пакування в Україні Сучасні тенденції розвитку ринку пакувальної продукції України Використання полімерних матеріалів при виготовленні поліграфічної продукції Види полімерних матеріалів що використовуються у поліграфії Система маркування пластику Переробка пластикових відходів Етапи і методи переробки пластикових відходів
43717. Туристический кластер Псковской области 1.72 MB
  Отечественные туристские кластеры в контексте национальной стратегии отраслевого развития История развития туризма в Псковской области выступает своеобразным катализатором социально экономического развития. Задачи: Дать характеристику понятию туристский кластер; Рассмотреть классификацию туризма; Исследовать состояние и перспективы туризма в Псковской области; Охарактеризовать роль кластеров в современной экономики; Выявить возможные пути развития данной отрасли.