Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 62
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «СТАНКИН»
КАФЕДРА ОСНОВ КОНСТРУИРОВАНИЯ МАШИН КУРСОВОЙ ПРОЕКТ Выполнил: студент гр. ВТ-6-1 Тулаев П.А.
Проверил: Степанов А.А.
36X42 шлицы Дано:
Твых
max
= 138 H·m
nmin
= 340 мин –1
φ = 1,41
n0
= 1000 мин –1
Тип фрикционной муфты ЭМ
Тип передачи (U = 1) или муфты на выходном валу клиноремённая
Коробку установить на литой плите
Срок службы коробки tч
= 12·103
часов
Т = 9550 р
/п
Расчётная мощность на выходе Рвых
=
Рэл
’ =
побщ
= п2
оп
· п2
пр
побщ
= 0, 9952
· 0, 982
Тип двигателя : Тип исполнения:
4А132S6У3 М300 пп
= 965 мин-1
Определение частот вращения выходного вала п1 min
= 340 об/мин
п2 min
= n1
· φ = 340· 1,41 = 479,4 об/мин
Определение общих передаточных чисел Uобщ 1, 2
=
Uобщ 1
=
Uобщ 2
=
Выбор передаточных чисел отдельных пар Uпр max
= 4
Разбиение Uобщ
по ступеням приводят к Uобщ min
Здесь можно выявить следующие пары:
Определение чисел зубьев прямозубых колёс Проверка частот вращения т. к.
пz
= min
30,965>24·nII
Рэл
= 5,5 кВт
РI
= Pэл
·ηпр
·ηоп
= 5,5·0,98·0,995 = 5,36 кВт
РII
= PI
·ηпр
·ηоп
= 5,36·0,98·0,995 = 5,23 кВт
РIII
= PII
·ηоп
·ηкл.р
= 5,23·0,995·0,96 = 4,995 кВт
Определение частот вращения валов nI
= nH
·
nII1
= nI
·
nII2
= nI
·
nIII1
= nII1
·U = 337,75 мин-1
nIII2
= nII2
·U = 482,499 мин-1
Т = 9550
Тэл
= 9550·
TI
= 9550·
TII
= 9550·
φ =
dbI
= 110·
dbII
= 110·
dbIII
= 110·
Итоговая таблица т.к. у шестерни Z3
наименьшее число зубьев (zmin
), то рассчитывать будем её =
Проектировочный расчёт а) на контактную выносливость d1H
= Kd·
Kd = 770 (сталь)
TI
= 75,7 Н·м
Ψbd = 0,3 – коэффициент ширины зуба
KHβ
= 1,07 по таблице 1.5
HB > 350
Cos β = 1 т.к. прямозубая цилиндрическая передача
далее по таблице 6.5
Ст40х + термическая обработка, закалка в ТВЧ
σНР
= 900 МПа
σFP
= 230 МПа
σНР
= σНР
’·KHL
= 900·1 = 900МПа
NHO
= 8·107
циклов
NFO
= 4·106
циклов
t14
=t24
=
NHE
= 60·tч
·nI
= 60·6·103
·675,5 ≈ 24·107
циклов
KHL
=
т.к. NHE
> NHO
, то KHL
= 1
dIH
=
mH
=
б) на изгибную выносливость mF
=
Km
= 13,8 (сталь, прямозубая)
ТI
= 75,7 H·м
Z3
= 24
Ψbd = 0,3
УF3
= Z3
и “Х” = 3,92 (по таблице)
σFp
= σFp
’·KFL
KFL
=
KFβ
= 1,15 по таблице 1. 5
Для постоянного режима
NFE
= NHE
= 24·107
т.к. NFE
>NF0
, то KFL
= 1
σFP
= 230·1 = 230 МПа
mF
= 13,8
mH
= 2,55мм mF
= 2,7мм
ГОСТ: 2,0; 2,25; 2,5; 2,75
; 3,0; 3,5…
по ГОСТ выбираем 2,75мм
а) на контактную выносливость σН
= ZM
·ZH
·Zε
ZM
= 192 (сталь-сталь)
ZH
= 2,49 (x=0, β=0)
Zε
=
Zε
=
dIII
=
b = ψbd·dI
= 0,3·66 = 19,8 мм (принимаем b=20)
U = 2
FtI
=
KHα
= 1 (прямозубая передача)
KHβ
= 1,07
KHv
=
FHv
= δH
·д0
·v·b
δH
= 0,014 (для прямозубой НВ>350 и без модификации)
д0
= 47 (для 7й
степени точности)
vI
=
aw =
FHv
= 0,014·47·2,33·19,8·
KHv
= 1+
σH
= 192·2,49·0,88·
730МПа < 900МПа
Расчет на изгибную выносливость σF
= УFI
·Уε
·Уβ
·
УFI
= 3,92
Уε
= 1 (прямозубая)
Уβ
= 1 (β=0)
FtI
= 2336 H
b = 19,44 мм
m = 2,75 мм
KFα
= 1(прямозубая)
KFβ
= 1,15
KFv
= 1+
FFv
= δF
·д0
·vI
·b·
δF
= 0,016 (прямые без модификации НВ>350)
FFv
= 0,016·47·2,33·20·
KFv
= 1+
σF
= 3,92·1·1·
205 МПа < 230 МПа
SF
=
Расчёт клиноремённой передачи Тип ремня Б Нормального сечения по ГОСТ 1284.1 и по ГОСТ 1284.3 в0
= 17 мм
вр
= 14 мм
h = 10,5 мм
А1
= 138 мм2
d1min
= 125 мм
q = 0,18 кг/м
L = 800…6300 мм
Т1
= 50…150 Hм
Диаметры шкивов округляем по табл. 9. 3 до значения 160 мм
dp1
=dp2
=160 мм
n2 = 482.499 мин-1
Скорость ремня V = 4 м
/с
Окружная сила Ft
=
Межосевое расстояние причём amin
< a < amax
, где
amin
= 0,55·(d1
+d2
)+h = 0,55·(160+160)+10,5 = 186,5 мм
amax
= 2·(d1
+d2
) = 2·(160+160) = 640 мм
Длина ремня L ≈
L ≈ мм
Принимаем стандартную длину ремня по таблице 9.14
L = 1000 мм
, где
λ = L - π·dср
= 497,6
dср
=
= 0
мм
(необходимое для монтажа ремня)
aнаим
≈ a – 0,01·L ≈ 238,8 мм
(необходимое для компенсации вытяжки ремня)
aнаиб
≈ a + 0,025·L ≈ 273,8 мм
Коэффициент угла обхвата Са
= 1 (по табл. 9.15)
=1
=> de
= 160 мм
[σF
] = 2,5 МПа
[σF
] = [σF
]0
·Ca
·Cp
= 2,5·1 = 2,5 МПа
Z’ =
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ремням Сz
= 0,95 (по табл. 9.19)
принимаем Z = 3
Cp’ = 1 (по табл. 9.9)
Ψ = 0, 67·Ca
·Cp
’ = 0,67·1·1 = 0,67
Коэффициент m =
A = A1
·Z
A = 138·3 = 414 мм
Fц
= 10-3
·ρ·A·V2
, где
Плотность ремней ρ = 1,25 Г
/см
3
Fц
= 10-3
·1,25·414·42
= 8,28 Н
F1
= Ft
·
F2
= Ft
·
F1
= 1189·
F2
= 1189·
F0
= 0,5·(F1
+F2
)-x·Fц
, где
коэффициент x = 0,2
F0
= 0,5·(1490,13+301,13)-0,2·8,28 = 893,974 H
Fa
= 1774,7 H
Fa0
= 2·F0
·sin
Fa0
= 2·893,974 ·sin
(выбираются по табл. 9.20)
H = 15
B(b) = 4,2
t = 19
f = 12,5
φ = 34°…40°
de1
= de2
= dp1,2
+2·b
de1,2
= 168+2·4,2 = 176,4 мм
df1
= df2
= de1,2
–2·H
df1,2
= 176,4 - 2·15 = 146,4 мм
B = 3·19 = 57 мм
M = 2·f+(Z-1)·t
M = 2·12,5+(3-1)·19 = 63 мм
di
=
dai
= di
+2m
dti
= di
-2,5m
b = ψbd·di
d1
=
da1
= 82,5+2·2,75 = 88 мм
dt1
= 82,5-2,5·2,75 = 75,625 мм
b1
= 0,3·82,5 = 24,75 мм
d2
=
da2
= 115,5+2·2,75 = 121 мм
dt2
= 115,5-2,5·2,75 = 108,625 мм
b2
= 0,3·115,5 = 34,65 мм
d3
=
da3
= 66+2·2,75 = 71,5 мм
dt3
= 66-2,5·2,75 = 59,125 мм
b3
= 0,3·66 = 19,8 мм
d4
=
da4
= 132+2·2,75 = 137,5 мм
dt4
= 132-2,5·2,75 = 125,125 мм
b4
= 0,3·132 = 39,6 мм
d5
=
da5
= 82,5+2·2,75 = 88 мм
dt5
= 82,5-2,5·2,75 = 75,625 мм
b5
= 0,3·82,5 = 24,75 мм
d6
=
da6
= 115,5+2·2,75 = 121 мм
dt6
= 115,5-2,5·2,75 = 108,625 мм
b6
= 0,3·115,5 = 34,65 мм
aw = 99 мм (для всех колёс)
Tэл
= 51,103 H·м
T1
= TI
= 75,7 H·м
b=1,3…1,75 коэффициент сцепления [P]p
– удельное давление [P]p
=[P]·Kv Kv = Vcp = Дср = f = 0,25…0,4 (сталь феродо)-сухие [P] = 0,25…0,3 Мпа –сухие T = 75,7 H/м i = 2·Zнар = 2·3 = 6 n = 337,75 об/мин Дн = 53 мм Дв = 45 мм Дср = Vcp = P = Kv = Kv £ 1 [P]p
= 4,17·0,9 = 3,75 Ft2 = 1239 H S МБг = 0 Аг = S МАв = 0 Бв = S МБв = 0 Ав = Определение наибольшего изгибающего и вращающего моментов в опасном сечении
Принимаем По эпюрам и реакциям находим максимальный изгибающий момент. Tmax = 1,5×T = 1,5×75,7 = 113,55 H×м Определение эквивалентного напряжения в опасном сечении
По эмперической теории прочности sэкв = запас прочности по пределу текучести в опасном сечении
НВ³200 sТ
= 280Мпа Ft4 = 850,4 H Аг = Fr4
– Бг + R = 850,4-1746+1189=293,4 S МАв = 0 Бв = Ав = -Ft4
+ Бв = 511-2336=-1825 Определение наибольшего изгибающего и вращающего моментов в опасном сечении
Принимаем По эпюрам и реакциям находим максимальный изгибающий момент. Tmax = 1,5×T = 1,5×147,8 = 221,7 H×м Определение эквивалентного напряжения в опасном сечении
По эмперической теории прочности sэкв = запас прочности по пределу текучести в опасном сечении
НВ³200 sТ
= 280Мпа имеем 2 опасных сечения (I и II) МГ I
= АГ
×0,035 = 293,4×0,035 = 10,3 H×м МГ II
= Ft×0,05 = 1189×0,05 = 59,45 H×м МВ I
= АВ
×0,035 = 1825×0,035 = 63,8 H×м Суммарные значения изгибающих моментов
Определение нормального напряжения в опасных сечениях
j = 0,5(Kv-1) = 0,5(1,2-1) = 0,1 dв = 45мм WuI
= WuII
= sm
= 0 (для симметричного цикла) Определение касательных напряжений
tа
= tm
= Wk = tаI
= tmI
= tаII
= tmII
= Расчёт эффективного концентратора напряжения
I es = 0,83 et = 0,77 (dв=45мм) II es = 0,83 et = 0,77 (dв=45мм) I Ú /обточка sв = 560 Ksп = Ktп = 1,05 II Ú /шлифование sв = 560 Ksп = Ktп = 1,0 I sв = 560 и шпоночная канавка Ks = 1,76 Kt = 1,54 II sв = 560 Определение запаса прочности по усталости
ys
= yt
= 0 nmin
= 1,5…1,8 Расчёт подшипников на валу I
Влевой и правой опорах шариковый радиальный подшипник Æ вала = 35мм n = 1000 об/мин долговечность L10h
= 10×103
часов Расчёт опоры
1)Шариковый радиальный средней серии 307 d´D´B = 35´80´21 Cr
= 26200 2)Находим эквивалентную нагрузку PE
= (XVFr
+ YFa
)KT
×Kd
Kd
= 1,3 V = 1 (при вращающемся вале) KT
= 1 (t<100°) Опора воспринимает только радиальную нагрузку ÞFr
= R1
= 1239 H т.к. Fa
= 0 то, и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1 PE
= (1×1×1239 +0)×1×1,3=1610,7 Н 3)Определение динамической грузоподъёмности
р = 3 (т.к. подшипник шариковый) Стреб
<Cr
Расчёт подшипников на валу II
В левой опоре шариковый радиальный подшипник серии 308 Æ вала=40мм В правой опоре шариковый радиальный подшипник серии 309 Æ вала=50мм Расчёт левой опоры
n = 1000 об/мин долговечность L10h
= 10×103
часов 1) шариковый радиальный подшипник серии 308 d´D´B = 40´90´23 Cr
= 33200 2)Находим эквивалентную нагрузку PE
= (XVFr
+ YFa
)KT
×Kd
Kd
= 1,3 V = 1 (при вращающемся вале) KT
= 1 (t<100°) Опора воспринимает только радиальную нагрузку ÞFr
= R3
= 2336 H т.к. Fa
= 0 то, и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1 PE
= (1×1×2336 +0)×1×1,3=3036,8 Н 3)Определение динамической грузоподъёмности
р = 3 (т.к. подшипник шариковый) Стреб
<Cr
Расчёт правой опоры
n = 1000 об/мин долговечность L10h
= 10×103
часов 1) шариковый радиальный подшипник серии 309 d´D´B = 45´100´25 Cr
= 41000 2)Находим эквивалентную нагрузку PE
= (XVFr
+ YFa
)KT
×Kd
Kd
= 1,3 V = 1 (при вращающемся вале) KT
= 1 (t<100°) Опора воспринимает только радиальную нагрузку ÞFr
= R4
= 2336 H т.к. Fa
= 0 то, и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1 PE
= (1×1×2336 +0)×1×1,3=3036,8 Н 3)Определение динамической грузоподъёмности
р = 3 (т.к. подшипник шариковый) Стреб
<Cr
Для вала I Расчёт шлицевого соединения
Условие прочности на смятие: y =0,75 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий на рабочих поверхностях зубьев) Площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины: Рабочая длина зуба l=210мм Для вала II Расчёт шпоночного соединения
D = 40мм k = 3,5мм l = 40мм [Mкр max
] = 0,5×10-3
×d×k×l[sсм
] = 0,5×10-3
×40×3,5×40×84 =235,2Н×м 235,2Н×м >43,7Нм arcsin a/2 = ½ хода/радиуса 2a – перемещение камня в пазе блока зубчатых колёс R = A1
+a А1 – расстояние от оси вала зубчатого колеса до оси поворота рычага а – половина высоты дуги, описываемой осью камня, при перемещении зубчатого колеса из одного крайнего положения в другое. R = 94 + 2 = 96мм Коробка скоростей двухступенчатая с передвижными зубчатыми колёсами. Данная коробка скоростей рассчитана и спроектирована Тулаевым Петром Алексеевичем. Она предназначена для ступенчатого изменения частоты вращения выходного вала и передачи вращательного момента электродвигателя на шкив передней бабки высокоточных металлорежущих станков, но может быть использована и в приводах других машин. Вращательный момент сообщает индивидуальный электродвигатель 4А132S6У3 тип исполнения М300 ( Р = 5,5кВт, п = 965 мин-1
). Зубчатое колесо 28 (лист 1) вращается электродвигателем и сообщает вращательный момент колесу 21 (лист 1), которое через электромагнитную муфту 45 (лист 1)передаёт его на шлицевой вал 22 (лист 1), далее через коробку передач, шкив 15 (лист 1) и клиновыми ремнями передаётся на шкив передней бабки станка. В связи с жёсткими требованиями предъявляемыми к высокоточным станкам, коробка скоростей располагается отдельно от станка внутри тумбы на специальной плите рядом с передней бабкой. Так как вибрация от электродвигателя и коробки скоростей неблагоприятно влияет на процесс резания, вращательный момент передаётся на станок при помощи клиновых ремней. 1. Введение, описание конструкции 2. Выбор двигателя, кинематический расчёт 3. Итоговая таблица 4. Расчёт прямозубой цилиндрической передачи 5. Расчёт клиноремённой передачи 6. Определение геометрических параметров 7. Определение усилий действующих в зацеплении 8. Выбор и расчёт муфты 9. Схема загрузки валов в аксонометрии 10. Расчёт валов на статическую прочность 11. Расчёт на сопротивление усталости вала II 12. Расчёт подшипников на долговечность 13. Расчёт шлицевых и шпоночных соединений 14. Расчёт механизма управления 15. Список используемой литературы 16. Спецификация 1. «Детали машин» атлас конструкций, Решетов Д.Н. I,II часть 1992г. 2. «Детали машин» курсовое проектирование учебное пособие для техникумов, Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 1984г. 3. «Конструирование узлов и деталей машин» учебное пособие для студентов машиностроительных специальных вузов, Дунаев П.Ф. 1978г. 4. «Справочник по муфтам», Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. 1979г. 5. «Справочник по муфтам», Ряховский О.А., Иванов С.С. 1991г. 6. «Технология Машиностроения» (специальная часть) учебник для студентов машиностроительных специальных вузов, Гусев А.А., Ковальчук Е.Р., Колесов И.М., Латышев Н.Г., Тимирязев В.А., Чарнко Д.В. 1986г. 7. «Крышки подшипников, конструкции и размеры» методичка №390, Степанов А.А. 1994г. 8. «Муфты соединительные компенсирующие, конструкции и размеры» методичка №301, Степанов А.А. 1994г.
|