Разработать конструкцию привода главного движения вертикально- фрезерного станка

 

Принимаем

29. Межосевое расстояние.

 

30. Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе. Удельная расчетная окружная сила

 

31. Расчетное напряжение изгиба зубьев

 

32. Допустимое напряжение изгиба при расчете зубьев

 

 

Прочность обеспечена

33. Расчет передач на контактную выносливость зубьев. Удельная расчетная окружная сила

 

34. Расчетное контактное напряжение

 

Прочность обеспечена

     1.6.3 Определение предварительных диаметров валов.

Определяем предварительные диаметры валов из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях[5]

                                                                                      (1.12)   

где  - допустимое напряжение кручения.

 

 

 

По конструкционным соображениям выбираем диметры валов

 

1.6.4 Определение делительных диаметров  зубчатых колес

 

 

 

Результаты расчетов сводим в таблицу

№	Z	m	b	D	da	df
2	30	3	30	90,0	96,0	82,5
2’	60	3	30	180,0	186,0	172,5
3	35	3	30	105,0	111,0	97,5
3’	55	3	30	165,0	171,0	157,5
4	40	3	30	120,0	126,0	112,5
4’	50	3	30	150,0	156,0	142,5
5	45	3	30	135,0	141,0	127,5
5’	45	3	30	135,0	141,0	127,5
6	30	4	40	120,0	128,0	110,0
6’	60	4	40	240,0	248,0	230,0
7	50	4	40	200,0	208,0	190,0
7’	40	4	40	160,0	168,0	150,0
8	20	5	50	100,0	110,0	87,5
8’	64	5	50	320,0	330,0	307,5
9	56	5	50	280,0	290,0	267,5
9’	28	5	50	140,0	150,0	127,5
10	46	5	75	230	240	217,5
10’	46	5	75	230	240	217,5
11	34	6	90	204,0	216,0	189,0
11’	43	6	90	258,0	270,0	243,0

 

 

5. Расчет клиноременной передачи.

Исходные данные.

1. Вращающий момент на шкивах: ,
2. Передаточное число
3. Частота вращения: ,

Расчет ременной передачи.

Для  заданных условий подходят ремни сечений Б (табл. 11.12 [6]). Расчет ведем для сечения Б, из табл. 11.11[3] выписываем размеры ремня: ширина ремня  , толщина ремня  , площадь поперечного сечения  Диаметр малого шкива (по табл. 11.13[3]).

Диаметр большого шкива

Где - учитывает скольжение ремня

Принимаем (По табл. 11.13)

Расчетное передаточное число при  

Скорость ремня ,

  – частота вращения

Межосевое расстояние принимаем равное диаметру большего шкива

Расчетная длина ремня

 

Ближайшая стандартная длина ремня  (по табл. 11.11[3]).

Проверяем межосевое расстояние

 

 

Число ремней

где – окружное усилие

  – оптимальная удельная тяговая  способность

- коэффициент учитывающий угол обхвата

- угол обхвата  малого шкива

 – коэффициент учитывающий скорость ремня

- коэффициент учитывающий режим работы по табл. 11.7

  – площадь  поперечного сечения

 

Принимаем

Для данного ремня определяем расчетную долговечность.

Полное напряжение

 

- напряжение  от предварительного натяжения

 

 – напряжение  от центробежной силы

 

Где - плотность

 – скорость  ремня

 – напряжение  изгиба

 

- модуль упругости  при изгибе

Число пробегов в секунду

 

Расчетная долговечность по формуле (11.16) при

- предел выносливости  для прорезиненных ремней с  прослойками

- коэффициент, учитывающий  влияние передаточного числа

- коэффициент, учитывающий  непостоянство нагрузки

 

Расчетная долговечность соответствует.

 

6. Расчёт шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами

Размеры сечений шпонок и шпоночных пазов по ГОСТ 23360-78

Рисунок 6 - Шпонка призматическая.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. От условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки, выступающая из вала.

 

Где 

- напряжение смятия

- крутящийся момент на валу

- рабочая длина шпонки

  - диаметр вала

- высота  шпонки

- глубина паза

 – полная длина шпонки

 – ширина шпонки

 

Условие прочности на срез шпонки

 

Где - допускаемое напряжение на срез.

Вал I - Расчёт шпонки под шкив

шпонка 10×8×70,

 

Условие прочности на смятие

 

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

 

Прочность обеспечена

Вал II - Расчёт шпонки под колесо

шпонка 16×10×45,

 

Условие прочности на смятие

 

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

 

Прочность обеспечена

Вал III - Расчёт шпонки под колесо

шпонка 16×10×63,

 

Условие прочности на смятие

 

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

 

Прочность обеспечена

Вал V - Расчёт шпонки под колесо

шпонка 22×14×71,

 

Условие прочности на смятие

 

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

 

Прочность обеспечена

Вал VI - Расчёт шпонки под колесо

шпонка 32×18×140,

 

Условие прочности на смятие

 

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

 

Прочность обеспечена

 

1.6.7  Расчет шлицевых соединений.

Рисунок 7 - Шлицевые соединения

Проверочный расчет на прочность прямобочных шлицев аналогичен расчету призматических шпонок. Расчет ведется только на смятие.

При расчете допускают, что по боковым поверхностям зубьев нагрузка распределяется равномерно, но из-за неточности изготовления в работе участвует 0,75 общего числа зубьев (т. е. коэффициент неодновременности работы зубьев ).

Условие прочности на смятие

 

Где - допускаемое напряжение (для средней серии подвижного соединения под нагрузкой, МПа

- крутящийся момент на  валу, Н∙м 

- число зубьев( в зависимости от d)

  - средний  диаметр соединения, мм;

 

- площадь смятия, мм2;

 

где lр – рабочая длина зубьев, мм;

f – размер фаски зуба, мм;

r – радиус скругления у основания зуба, мм;

D – наружный диаметр, мм;

d – внутренний диаметр, мм;

Параметры f, r, D, d – принимаются по ГОСТ 1139-80 для прямобочных шлицевых соединений легкой серии

Для вала I

 

 

 

Для вала II

 

 

 

Для вала IV

 

 

 

Для вала VI

 

 

 

Согласно полученным результатам расчета шлицевые соединения выдерживают заданную нагрузку.

1.6.8 Определение сил, действующих  на вал проверка подшипников.

ВАЛ I

Окружное усилие на зубчатом колесе

                                                                                             (1.15)

где – начальный диаметр зубчатого колеса, мм.

           Радиальное усилие на зубчатом  колесе

                                                                                         (1.16)

где - угол зацепления.

 

 

Сила давления на вал по формуле (11.24)

 

Определение реакций опор производится по формулам теоретической механики с использованием уравнений статики[7].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Определение величин моментов в различных сечениях производится по формулам сопротивления материалов.

Суммарный изгибающий момент в сечении[6]

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 8 - Расчетные схемы вала и их эпюры.

Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении

 

 – допустимое напряжение при изгибе

По ГОСТ 27365-87 выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии 7207А .

Определяем реакции опор.

 

 

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженной опоре .

 

Вычисляем коэффициент осевого смещения

 

Где  - коэффициент безопасности

- температурный  коэффициент

 

 

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников

 

Где  - долговечность подшипников

 – коэффициент  долговечности

- обобщенный  коэффициент

- показатель степени (для  роликовых подшипников)

 - частота вращения кольца подшипника.

Рассчитываем действительную долговечность подшипника

 

По грузоподъемности и долговечности подшипник пригоден.

ВАЛ II

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 9 - Расчетные схемы вала и их эпюры.

По ГОСТ 27365-87 выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии 7208А .

 

 

 

 

Где - частота вращения кольца подшипника.

 

По грузоподъемности и долговечности подшипник пригоден.

 

ВАЛ III

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 10 - Расчетные схемы вала и их эпюры.

По ГОСТ 27365-87 выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии 7209А .

 

 

 

 

Где - частота вращения кольца подшипника.

 

По грузоподъемности и долговечности подшипник пригоден.

 

ВАЛ IV

Окружная сила на среднем диаметре шестерни

 

 

Осевая сила на шестерне

 

Радиальная сила на шестерне

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 11 - Расчетные схемы вала и их эпюры.

 

Один по ГОСТ 27365-87 выбираем роликовый конический однорядный подшипник легкой серии 7212А .

Второй по ГОСТ 832-70 выбираем шариковый радиально-упорный двухрядный подшипник серии 346315 .

Определяем реакции опор.

 

 

Вычисляем коэффициент осевого смещения

 

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженной опоре .

 

Для роликового подшипника

 

Где - частота вращения кольца подшипника.

 

По грузоподъемности и долговечности подшипник пригоден.

Для шарикового подшипника

 

 - частота вращения кольца подшипника.

 

По грузоподъемности и долговечности подшипник пригоден.

 

ВАЛ V

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 12 - Расчетные схемы вала и их эпюры.

По ГОСТ 27365-87 выбираем роликовый конический однорядный подшипник серии 7213А .

 

 

 

 

 

Где - частота вращения кольца подшипника.

 

По грузоподъемности и долговечности подшипник пригоден.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.7 Расчет шпинделя на жесткость  и угол кручения.

 

1.7.1 Определение сил, действующих на шпиндельный вал.

Окружное усилие на зубчатом колесе

                                                                                             (1.15)

где – начальный диаметр зубчатого колеса, мм.

           Радиальное усилие на зубчатом  колесе

                                                                                            (1.16)   

где - угол зацепления.

 

 

1.7.2 Составление расчетных схем вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Рисунок 13 - Расчетные схемы вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

 

1.7.3 Определение реакций опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях

Определение реакций опор производится по формулам теоретической механики с использованием уравнений статики[7].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.7.4  Определение изгибающих моментов, суммарного, крутящего.

Определяем величины моментов для двух сечений: под шестерней и в передней опоре.

Определение величин моментов в различных сечениях производится по формулам сопротивления материалов.