Разработать конструкцию привода главного движения вертикально- фрезерного станка
Автор работы: Пользователь скрыл имя, 14 Мая 2016 в 03:45, курсовая работа
Описание работы
Целью данного курсового проекта является разработка привода главного движения вертикально-фрезерного станка. Основные пункты разработки положены в содержание курсового проекта.
При расчёте были использованы необходимая литература и следующие исходные данные:
число ступеней ряда ;
мощность двигателя ;
минимальное число оборотов шпинделя ;
максимальное число оборотов шпинделя ;
вид переключения передвижные блоки.
Файлы: 1 файл
Poyasnitelnaya_zapiska.docx
— 638.06 Кб (Скачать файл)
Принимаем
- Межосевое расстояние.
- Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе. Удельная расчетная окружная сила
- Расчетное напряжение изгиба зубьев
- Допустимое напряжение изгиба при расчете зубьев
Прочность обеспечена
- Расчет передач на контактную выносливость зубьев. Удельная расчетная окружная сила
- 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 |
- Расчет клиноременной передачи.
Исходные данные.
- Вращающий момент на шкивах: ,
- Передаточное число
- 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
- 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.
- 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.