Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Зм..
Арк.
№ документа
Підпис
Дата
Аркуш
Вступ
Верстатобудування в Україні – крупна галузь машинобудування. Вона в змозі забезпечити потребу всієї промисловості в метало ріжучому устаткуванні, і від рівня його розвитку залежить успіх всієї промисловості України. Головна задача машинобудування – швидке отримання, результатів від комплексної автоматизації виробництва. Стрижнем цієї роботи повинне стати створення гнучких автоматизованих систем на основі сумісного використовування верстатів з програмним управлінням і промислових роботів, для комплексної обробки широкої номенклатури деталей, а так само виконання ряду складальних операцій забезпечуючи багатоверстатне обслуговування устаткування із зростанням продуктивності праці у декілька разів в порівнянні з роботою на універсальному устаткуванні.
Для метало ріжучого устаткування випускається в даний час, характерне швидке розширення сфери застосування числового програмного управління з використанням мікропроцесорної техніки. Особливе значення придбаває створення гнучких виробничих систем, завдяки яким можна виконувати функції управління технологічними процесами, профілактичної діагностики, здійснювати автоматичне планування і облік завантаження устаткування.
Науково-технічний прогрес викликав бурхливий розвиток галузей народного господарства що вимагається нових машин, механізмів і устаткування для комплексної механізації. Проте в промисловості є кількість морально - застарілих верстатів, замінити які в короткий час не надається можливості.
Одним з шляхів рішення цієї проблеми є модернізація верстата, яка передбачає підвищення їх потужності, швидкості механізації і автоматизації і допоміжного часу.
Модернізація робочого парку забезпечує підвищення продуктивності використовування устаткування якості і точності обробки, автоматизації (потокових ліній) обробки верстатів і т.д.
У міру розвитку промисловості верстатобудування деякі моделі верстатів морально і технічно застарівають. Ці верстати вимагають своєчасної модернізації або повної заміни верстата на сучасний тип.
Щоб визначити, чи ефективна буде модернізація як економічно, так і технологічно, економісти проводять повний розрахунок економічної частини модернізації верстата порівняно з базовою моделлю і дають своє рішення.
Таким чином обновляється устаткування з мінімальними витратами і максимальним прибутком з реалізованої продукції.
Витрати на виготовлення і експлуатацію різноманітного технологічного оснащення складають 20% від собівартості продукції, а вартість і терміни підготовки виробництва в основному визначаються величиною витрат праці і часу на проектування і виготовлення технологічного оснащення. Найбільшу питому вагу в загальній частині техоснастки мають верстатні пристосування, за допомогою яких розв’язуються три основні задачі:
1.Базування оброблювальних деталей на верстатах з вивірянням по перевірочних базах замінюється базуванням без вивіряння, що прискорює процес базування і забезпечує можливість автоматичного отримання необхідних розмірів на набудованих верстатах.
2.Підвищується продуктивність і полегшується умови праці робітників за рахунок механізації і автоматизації пристосувань, а також за рахунок застосування багатомісної, позиційної і безперервної обробки.
3.Розширяються технологічні можливості верстатів, що дозволяє на звичних верстатах одержати велику точність .
Широка механізація і автоматизація пристосувань в умовах дрібносерійного і серійного виробництва стала можливою на базі застосування двох нових принципів в конструювання:
1)Створення переналагоджуваних (групових, універсальних) пристосувань з індивідуальним механізованим приводом;
2)творення універсальних (агрегатованих) силових приводів для послідовного обслуговування ряду спеціальних пристосувань.
Одночасно індивідуальному і дрібносерійному виробництві широке застосування одержує система універсально – збірних пристосувань, заснована на багатократному використовуванні певної сукупності нормалізованих деталей і вузлів, з яких протягом декількох годин комплектуються найрізноманітніші пристосування.
Застосування переналагоджуваних і універсально – збірних пристосувань, а також універсальних приводів різко знижує витрати засобів і часу на підготовку виробництва.
При комплексній автоматизації обробки на верстатах пристосування проектуються з напівавтоматичними, а за наявності завантажувальних пристроїв – з автоматичним циклом роботи. У першому випадку звичайно автоматизується затиск і звільнення оброблюваних деталей (напівавтоматичні лещата, ськальчатий кондуктор і т.п.), в другому – всі операції по завантаженню, затиску відкріпленню і видаленню оброблюваних деталей. У ділильних і поворотних пристосуваннях також автоматизується поворот столу.
Необхідно, проте, відзначити, що групових і автоматизованих конструкцій пристосувань застосовується порівняно мало. Слід всемірно розширити їх проектування і упровадження, а попутно узагальнювати і систематизувати передовий досвід в цій області.
1.Загальна частина
1.1 Призначення верстата мод. 1341
Верстат призначений для свердління, розгортання, нарізання різьби інших та операцій в умовах серійного виробництва. Кількість оборотів шпинделя і подач при зміні позицій револьверної головки перемикаються автоматично легко переналагоджуються командо апаратом, керівником електромагнітними муфтами коробки швидкостей і подач. Коробка швидкостей має чотири багатодискові електромагнітні муфти типа ЕМ-52, за допомогою яких включається одне з чотирьох чисел оборотів шпинделя, що є в кожному з двох діапазонів. Коробка подач має дві електромагнітні муфти типа ЕМ-32, дві муфти і двух вінцевий пересувний зубчастий блок, який забезпечує отримання двох діапазонів подач з чотирма подачами, що автоматично перемикаються, в кожному діапазоні. Вал револьверної головки і жорстко сидячий на ньому барабан командо апарата мають однакове число позицій. На кожні позиції барабана встановлені два кулачки, які керують електромагнітними муфтами, один – коробка швидкостей, іншим – коробка подач. Затиск і подача прутка здійснюється автоматично гідравлічним механізмом. Цанговий або трьохкулачковий патрони, встановлені на передньому кінці шпинделя, приводять в дію гідроциліндром, розташованим на задньому кінці шпинделя. У цанговому патроні із змінними вкладишами обробляється пруток, в трьохкулачковому патроні – штучні заготівки. Прутковий матеріал подається змінними цангами. Без переналагодження можна затискати прутки з відхиленням по діаметру до 2 мм, що дозволяє використовувати матеріал, що не калібрується, і штучні заготівки з відхиленням діаметру до 8 мм. Привід затиску і подачі матеріалу – гідравлічний з електричним управлінням. Механізм затиску і подачі працює від спеціальної насосної установки з окремим електродвигуном. Управління механізмами однорукоятне. Після закінчення розтиску автоматично починається подача прутка. Весь цикл затиску, подачі і розтиску триває 2 -3 сек. Верстат має автоматичне виключення подовжньої подачі по жорсткому упором. До верстата пропонується комплект падаючих цанг і затискних вкладишів для круглих, квадратних і шестигранних прутків, комплект різцедержателів, втулок, ключів і т.д.
Технічна характеристика верстата
Найбільший розмір оброблювального прутка, мм:
круглого 40
шестигранного 35
квадратного 27
Найбільша довжина прутка, мм 3000
Найбільша подача прутка, мм 150
Найбільший діаметр деталі, оброблювальної в патроні, мм 200
Діаметр отвору шпинделя, мм 62
Відстань від торця шпинделя до револьверної головки, мм 82-630
Кількість інструментальних отворів 16
Діаметр інструментальних отворів, мм 30-40
Кількість швидкостей шпинделя 8
Число оборотів шпинделя в хвилину 60-2000
Кількість подач револьверного супорта подачі 3 групи по 4
Подовжня подача револьверного супорта, мм/об 0.05 – 1.6
Кількість поперечних подач револьверного супорта 2 групи по 4
Поперечна подача револьверного супорта, мм/об 0.03 – 0.48
Потужність електродвигуна, кВт 5.5
Габарити верстата, мм 3000х1200х1600
Вага верстата, кг 2200
2.Розрахунково – конструкторська частина
2.1.Кінематичний аналіз коробки швидкостей токарно – револьверного верстата моделі 1341.
2.1.1.Уточнення вихідних даних
Визначаємо мінімальні та максимальні частоти обертання шпинделя на кінематичній схемі
nmin шп=1440хххх=60
nmax шп=1440хххх=2000
Визначаємо знаменник ряду частот обертання шпинделя.
φn=== (2.1)
lg φn=х lg33.3=х1.525=0.2
φn=1.6 φст.=1.58
2.1.2.Побудова стандартного ряду.
По нормалі Н11-1 будуємо стандартний ряд частот обертання шпинделя.
n1=60 n5=375
n2=95 n6=600
n3=150 n7=950
n4=236 n8=1500
2.1.3.Визначення кінематичних функцій групових передач.
По кінематичній схемі складаємо рівняння кінематичного балансу ланцюга головного руху.
nшп=1440х,
гр1 гр2 гр3
Група 1
Rі1==÷=х=1.6≈1.58 (2.2)
Група 2
Rі2=÷=х=7.9≈
Група 3
Rі3=÷=х=2.4≈
Отже група 1 – основна «а» з характеристикою х«а»=1
Група 2 – перша перебірна «б» з характеристикою х«б»=4
Група 3 – друга перебірна «в» з характеристикою х«в»=2
2.1.4.Побудова структурної формули.
Коробка швидкостей складається з приводної зубчатої передачі, двох подвійних блоків.
zn=1х2(1)х2(4)х2(2)=8
Перевіряємо структурну формулу на придатність.
Rn=≤[8] (2.3)
=6.3≤[8]
Тобто коробка швидкостей буде простої конструкції без переборного механізму.
2.1.6.Визначення передавальних відношень.
Привідна передача
іпр= ==
Група «а»
і1===
і2===
Група «б»
і3===
і4===
Група «в»
і5===
і6===
Всі передавальні відношення приводимо до масштабу φn=1.06=5мм. у відповідний ступінь.
2.1.8.Визначення дійсних частот обертання шпинделя.
nшп1=1440хххх=60
nшп2=1440хххх=101
nшп3=1440хххх=149
nшп4=1440хххх=251
nшп5=1440хххх=477
nшп6=1440хххх=804
nшп7=1440хххх=1187
nшп8=1440хххх=2000
2.1.9.Визначення дійсних відношень відхилень та порівняння їх з стандартними значеннями.
[δ]=±10(φn-1)%=±10(1.58-1)%=±5.8% (2.4)
δnд=х100% (2.5)
δnд1=х100%=0%
δnд2=х100%=1%
δnд3=х100%=-0.6%
δnд4=х100%=-5.2%
δnд5=х100%=0.4%
δnд6=х100%=0.5%
δnд7=х100%=0.5%
δnд8=х100%=0%
Усі відхилення увійшли у межі припустимих значень.
2.2.Кінематичний розрахунок коробки швидкостей токарно-револьверного верстата мод. 1341 згідно завдання на модернізацію.
2.2.1.Уточнення вихідних даних.
Визначаємо діапазон регулювання.
Rn===31.5 (2.6)
Визначаємо знаменник ряду
φn===
lg φn=х lg31.5=х1.500=0.1
φn=1.25 φст.=1.26
2.2.2.Побудова стандартного ряду.
По нормалі Н11-1 будуємо стандартний ряд частот обертання шпинделя.
n1=71 n9=450
n2=90 n10=560
n3=112 n11=710
n4=140 n12=900
n5=180 n13=1120
n6=224 n14=1400
n7=280 n15=1800
n8=355 n16=2240
2.2.3.Складання структурної формули.
Розташування групових та постійних передач, кількість валів залишаємо як на базовій моделі. Для отримання zn=16 змінюємо постійну передачу на 2х кінцьовий блок
Структурна формула має вигляд
zn=2х2х2х2
Визначаємо характеристики групових передач
хприв.=Р"а"-1=2-1=1 (2.7)
х"а"=Р"а"(Р"б"-1)=2(2-1)=2 (2.8)
х"б"=Р"а"хР"б"(Р"в"-1)=2х2(2-1)=4 (2.9)
х"в"= Р"а"хР"б"хР"в"(Р"г"-1)=2х2х2(2-1)=8 (2.10)
zn=2(1)х2(2)х2(4)х2(8)
Перевіряємо структурну формулу на придатність
≤[8]
=6.3≤[8]
Тобто коробка швидкостей буде простої конструкції, без переборного механізму.
2.2.6.Визначення чисел зубів групових та постійних передач.
Група "а"
∑z=46+62=108(дивись базову модель)
і1====0.8
z4===60
Приймаємо z4=60
z3=∑z-z4=108-60=48
і1= передача змінилась
∑z=60+48=108(дивись базову модель)
і2===1.25
z6==48
Приймаємо z4=48
z5=108-48=60
і2= передача не змінилась
Група "б"
∑z=22+85=107(дивись базову модель)
і3====0.26
z8==84.9
Приймаємо z8=85
z7=107-85=22
і3= передача не змінилась
∑z=72+35=107(дивись базову модель)
і4===1.7
z10==39.6
Приймаємо z10=40
z9=107-40=67
і4= передача змінилась
Група "в"
∑z=23+67=90(дивись базову модель)
і5====0.333
z8==67.5
Приймаємо z12=67
z11=90-67=23
і5= передача не змінилась
∑z=41+48=89(дивись базову модель)
і6====0.84
z14==48.3
Приймаємо z14=48
z13=89-48=41
і6= передача не змінилась
2.2.7.Визначення дійсних частот обертання шпинделя.
n1=1000ххх=71
n2=1250ххх=88
n3=1000ххх=111
n4=1250ххх=138
n5=1000ххх=176
n6=1250ххх=221
n7=1000ххх=276
n8=1250ххх=345
n9=1000ххх=460
n10=1250ххх=575
n11=1000ххх=718
n12=1250ххх=898
n13=1000ххх=1144
n14=1250ххх=1430
n15=1000ххх=1788
n16=1250ххх=2235
2.2.8.Визначення дійсних відносних відхилень та порівняння з припустимими значеннями.
[δ]=±10(φn-1)%=±10(1.26-1)%=±2.6%
δnд=х100%
δnд1=х100%=0%
δnд2=х100%=-2.2%
δnд3=х100%=-0.8%
δnд4=х100%=-1.4%
δnд5=х100%=-2.2%
δnд6=х100%=-1.3%
δnд7=х100%=-1.4%
δnд8=х100%=-2.8%
δnд9=х100%=2.2%
δnд10=х100%=2.6%
δnд11=х100%=1.1%
δnд12=х100%=-0.2%
δnд13=х100%=2.1%
δnд14=х100%=2.1%
δnд15=х100%=-0.6%
δnд16=х100%=-0.2%
Усі відхилення увійшли у межі припустимих значень, окрім δnд8.
2.3.Визначення потужності та вибір електродвигуна.
Вибір розрахункової обробки
Діаметр оброблювальної заготівки
D=5Dпр.max,мм - для ТРПП
D=5х40=200 мм
Вид обробки – зовнішнє поздовжнє чорнове точіння прохідним різцем φ=45°
Матеріал заготівки і ріжучої частини інструмента
Заготівка – мідні сплави, НВ 100-140
Інструмент – Р6М5
Визначення розрахункових режимів різання:
t – глибина різання
t=(0.6…0.8), мм – для ТРПП (2.11)
(Розрахункове значення t округлюється з точністю до 0.5 мм)
t=(0.6…0.8)=3.5…4.6 мм
Приймаємо t=3.5 мм
Визначаємо подачу:
S=(0.2…0.3)-0.3, мм/об (2.12)
S=(0.2…0.3)=0.8…1.4 мм/об
Корегуємо подачу по паспорту верстату, приймаємо S=0.8 мм/об
Визначаємо швидкість різання:
V=х Kv, м/хв. (2.13)
Середнє значення стійкості для токарних прохідних різців – Тср=60 хв
KV – загальний поправочний коефіцієнт на швидкість різання
KV=KMV х Knv х KUV (2.14)
KMV – 1 (матеріал заготівки і його механічні характеристики)
Knv – 0.9 (для пруткових заготівок)
KUV – 0.95 (при заміні Р18 на Р6М5)
KV=1х0.9х0.95=0.855
Cv=182 [ ]
m=0.23
xv=0.12
yv=0.50
V=х0.855=58 м/хв.
Визначаємо частоту обертання шпинделя:
n=, (2.15)
n==92
Корегуємо по графіку верстата:
nст=90
Визначаємо дійсну швидкість:
Vд=, м/хв. (2.16)
Vд==56 м/хв.
Визначаємо тангенціальну силу різання.
Pz=9.81х Ср х х х х Кр, Н (2.17)
Кр=1
Значення коефіцієнта Ср і показників степені хр,ур,nр.
Ср=55 [ ]
хр=1.0
ур=0.65
nр=0
Pz=9.81х55хххх1=2100 Н
Визначення потрібної потужності електродвигуна:
Nпотр.=, кВт (2.18)
К1 – коефіцієнт, враховуючий додаткові затрати потужності на подачу супорта К1=1.03…1.04
К2 – коефіцієнт, враховуючий можливість короткочасних перевантажень ел.дв. К2=1…1.3
ηгл – к.п.д. ланцюга головного руху (по кінематичній схемі)
ηгл=ηприв.перед х х х (2.19)
(x,y,z –кількість муфт, передач, підшипників)
x=1
y=3
z=9
ηгл=0.98.ххх=0.88
Nпотр.==2.29 кВт
Приймаємо двигун 4А132S/6У3 [ ]
n=710/970
N=2.4 кВт/2.6 кВт
2.4.Розрахунок привідної передачі
Привідна передача зв’язує вал електродвигуна з першим валом коробки швидкостей.
2.4.1.Кінематичний розрахунок привідної передачі
n1=1000
nел.дв.=710
іпр===1.4 (2.20)
∑z=31+49=80 (дивись базову модель)
іпр=
z2===33.3 (2.21)
Приймаємо z2=33
z1=80-33=47
іпр= передача змінилась
n1=710х=1011
Визначаємо відхилення розрахункового значення:
δnд=х100% (2.22)
δnд1=х100%=1.1%
На таку кількість відсотків змінюються усі відхилення на шпинделі, але вони не виходять за межі припустимих значень.
2.4.2.Розрахунок привідної передачі.
Привідна передача та передачі коробки швидкостей закриті, тому розрахунок приводимо по методиці розрахунку закритих циліндричних зубчастих передач по ГОСТ 21354-75.
Формула для виконання перевірочного розрахунку на контактну витривалість зуба має вигляд:
σn=zn х zm х zε≤[σn], МПа (2.23)
де zn – коефіцієнт який враховує формулу спряжених поверхонь зубів.
zn=1.76 (α=20°; β=0)
zm – коефіцієнт який враховує механічні властивості матеріалів спряжених коліс.
zm=274
zε – коефіцієнт який враховує сумарну довжину контактних ліній.
zε=0.9 (α=20°; β=0)
Ft – розрахункова окружна сила діюча і розрахунковому щеплені.
Ft=2х, H (2.24)
де Мкр – крутний момент
Мкр=9550, Н. х м. (2.25)
ηуч= (2.26)
d=m х z, мм – ділильний діаметр (2.27)
m – модуль зубів
z – кількість зубів
Коефіцієнт навантаження:
Кн=Кнα х Кнβ х Кнv (2.28)
Кнα – коефіцієнт який враховує розташування навантажень між зубцями.
Кнα=1 (для прямозубих коліс)
Кнβ – коефіцієнт який враховує нерівномірність розташування навантаження по ширині винця.
Кнv – динамічний коефіцієнт який залежить від колової швидкості ступені точності та твердості поверхні розрахункового колеса.
Формула для визначення окружної швидкості колеса:
V=, м/с (2.29)
U= (2.30)
b – ширина винця (дивись креслення)
d – ділильний діаметр
Перевіряємо подачу на напруження згину
σF=≤[σF], МПа (2.31)
φF – коефіцієнт форми зуба
КF – коефіцієнт навантаження
КF=KFβ х КFV (2.32)
KFβ – коефіцієнт який враховує нерівномірність розподілу навантаження на довжині зуба
КFV – динамічний коефіцієнт
КFV=2х Кнv-1 при НВ<350 (2.33)
Отримані напруження порівнюємо з припустимими значеннями. Визначаємо матеріал та термообробку колеса.
Розрахункова передача іпр=
Розрахункове колесо z=33
m=2.5 мм
b=23 мм (дивись креслення)
Ступінь точності 7-С
Розташування консольне
Ділильний діаметр d=82.5 мм
ηуч= =0.99
Крутний момент Мкр=9550=32 Н. х м.
Окружна сила Ft=2х=776 H
Передаточне число U==1.42
Коефіцієнт навантаження
Кнα=1(α=20°;β=0)
Кнβ=1.2
Кнv=1.07 ( V==3 м/с)
Кн=1х1.2х1.07=1.284
Перевіряємо передачу на контактну витривалість зуба.
σn=1.76х274 х0.9=410 МПа
Коефіцієнт форми зуба
φн=3.85 (при z=31)
Коефіцієнт навантаження
KFβ=1.18
КFV=2х1.21 -1=1.42
КF=1.18х1.42=1.675
Перевіряємо подачу на напруження згину
σF==87 МПа
Призначаємо матеріал зубчастого колеса – сталь45, термообробка нормалізація, твердість 180…200 НВ.
[σn]=420 МПа [σF]=110 МПа
2.5.Силові перевірочні розрахунки групових та постійних передач.
Для валів при тихохідній коробкі швидкостей розрахункові точки будуть нижні точки графіка, а на предшпиндельному валу буде додаткова точка виходячи з умови.
nшп.=nmin, (2.34)
nшп.=71х=168
nроз.min=140
2.5.1.Визначченяя розрахункових точок валів коробки швидкостей.
nІ=710х=1011
nІІ=710х х=809
nІІІ'=970х х х=446
nІІІ=710х х х=209
nІV=710х х х х=72
2.5.2.Визначення крутних моментів на валах.
Мкр=9550, Н.х м.
η1=ηприв. х =0.98х=0.97
Мкр1=9550=22 Н.х м.
η2= ηприв.х х =0.98х=0.94
Мкр2=9550=27 Н.х м.
η3'=η2 х ηприв.х х =0.98х=0.92
Мкр3'=9550=47 Н.х м.
η3=η2 х ηприв.х х =0.98х=0.92
Мкр3=9550=101 Н.х м.
η4=η3 х ηприв.х х =0.98х=0.90
Мкр4=9550=286 Н.х м.
2.5.3.Силовий перевірочний розрахунок модулів зубчастих коліс.
Розрахунку підлягає найменше зубчасте колесо в груповій передачі.
Група «а»
Розрахункова передача
і1=
Розрахункове колесо z=48
m=2.5 мм
b=22 мм (дивись креслення)
Ступінь точності 7-С
Розташування несиметричне
Ділильний діаметр d=120 мм
Крутний момент Мкр1=22 Н.х м.
Окружна сила Ft=2х=2х=367 Н.х м.
Передаточне число u==1.25
Коефіцієнт навантаження Кн=Кнα х Кнβ х Кнv
Кнα=1 (α=20°;β=0)
Кнβ=1.04 (==0.18<0.2)
Кнv=1.04 (V===0.13 м/с)
Кн=1х1.04х1.04=1.08
Перевіряємо передачу на напруження витривалості
σn=1.76х274х0.9=434 МПа
Коефіцієнт форми зуба φn=3.37 (при z=45)
Коефіцієнт навантаження
KF=KFβ х KFV
KFβ=1.04 (=0.18<0.2)
KFV=2хKHV-1=2х1.04-1=1.08
KF=1.04х1.08=1.12
Перевіряємо передачу на напруження згину
σF==25 МПа
Призначаємо матеріал зубчатого колеса – сталь45, термообробка нормалізація, твердість 180…200 НВ.
[σn]=420 МПа [σF]=110 МПа
Група «б»
Розрахункова передача
і3=
Розрахункове колесо z=22
m=2.5 мм
b=33 мм (дивись креслення)
Ступінь точності 7-С
Розташування несиметричне
Ділильний діаметр d=55 мм
Крутний момент Мкр2=27 Н.х м.
Окружна сила Ft=2х=2х=982 Н.х м.
Передаточне число u==3.8
Коефіцієнт навантаження Кн=Кнα х Кнβ х Кнv
Кнα=1 (α=20°;β=0)
Кнβ=1.12 (=0.5<0.6)
Кнv=1.04 (V==0.10 м/с)
Кн=1х1.12х1.04=1.16
Перевіряємо передачу на напруження витривалості
σn=1.76х274х0.9=386 МПа
Коефіцієнт форми зуба φn=3.96 (при z=24)
Коефіцієнт навантаження
KF=KFβ х KFV
KFβ=1.12 (=0.5<0.6)
KFV=2хKHV-1=2х1.04-1=1.08
KF=1.08х1.12=1.2
Перевіряємо передачу на напруження згину
σF==56 МПа
Призначаємо матеріал зубчатого колеса – сталь45, термообробка нормалізація, твердість 180…200 НВ.
[σn]=420 МПа [σF]=110 МПа
Група «в»
Розрахункова передача
і5=
Розрахункове колесо z=23
m=3.5 мм
b=40 мм (дивись креслення)
Ступінь точності 7-С
Розташування несиметричне
Ділильний діаметр d=140 мм
Крутний момент Мкр3=47 Н.х м.
Окружна сила Ft=2х=2х=671 Н.х м.
Передаточне число u==2.9
Коефіцієнт навантаження Кн=Кнα х Кнβ х Кнv
Кнα=1 (α=20°;β=0)
Кнβ=1.07 (=0.2<0.4)
Кнv=1.04 (V==0.08 м/с)
Кн=1х1.07х1.04=1.112
Перевіряємо передачу на напруження витривалості
σn=1.76х274х0.9=183 МПа
Коефіцієнт форми зуба φn=3.96 (при z=23)
Коефіцієнт навантаження
KF=KFβ х KFV
KFβ=1.07 (=0.25<0.4)
KFV=2хKHV-1=2х1.04-1=1.08
KF=1.07х1.08=1.15
Перевіряємо передачу на напруження згину
σF==21 МПа
Призначаємо матеріал зубчатого колеса – сталь45, термообробка нормалізація, твердість 180…200 НВ.
[σn]=420 МПа [σF]=110 МПа
2.6.Геометричний розрахунок зубчастих коліс.
Розрахунок зводиться до визначення ділильних діаметрів та між осьової відстані за формулами.
d=m х z, мм – ділильний діаметр
а=, мм (2.35)
Привідна передача
іпр=
d1=47х2.5=117.5 мм d2=33х2.5=82.5 мм
а==100 мм
Група «а»
і1=
d1=48х2.5=120 мм d2=60х2.5=150 мм
а==135 мм
і2=
d1=60х2.5=150 мм d2=48х2.5=120 мм
а==135 мм
Група «б»
і3=
d1=22х2.5=55 мм d2=85х2.5=212.5 мм
а==133.75 мм
і4=
d1=67х2.5=167.5 мм d2=40х2.5=100 мм
а==133.75 мм
Група «в»
і5=
d1=23х3.5=80.5 мм d2=67х3.5=234.5 мм
а==157.5 мм
і6=
d1=41х3.5=143.5 мм d2=48х3.5=168 мм
а==155.75 мм
Таблиця 2.1 Геометричні параметри зубчастих коліс
|
Група передач |
Модуль, мм |
Позначення передачі |
Число зубів |
Ділильний діаметр |
Міжосьова відстань, мм |
Ширина винця, мм |
Матеріал і термічна обробка передачі |
|
Прив |
2.5 |
z1 z2 |
47 33 |
117.5 82.5 |
100 |
24 |
Cталь 45, нормалізація, твердість 180…200 НВ. |
|
«а» |
2.5 |
z3 z4 |
48 60 |
120 150 |
135 |
22 |
Cталь 45, нормалізація, твердість 180…200 НВ. |
|
«а» |
2.5 |
z5 z6 |
60 48 |
150 120 |
135 |
22 |
Cталь 45, нормалізація, твердість 180…200 НВ. |
|
«б» |
2.5 |
z7 z8 |
22 85 |
55 212.5 |
133.75 |
33 |
Cталь 45, нормалізація, твердість 180…200 НВ. |
|
«б» |
2.5 |
z9 z10 |
67 40 |
167.5 100 |
133.75 |
33 |
Cталь 45, нормалізація, твердість 180…200 НВ. |
|
«в» |
3.5 |
z11 z12 |
23 67 |
80.5 234.5 |
157.5 |
40 |
Cталь 45, нормалізація, твердість 180…200 НВ. |
|
«в» |
3.5 |
z13 z14 |
41 48 |
143.5 168 |
157.5 |
40 |
Cталь 45, нормалізація, твердість 180…200 НВ. |
2.7.Перевірочний попередній розрахунок валів коробки швидкостей.
Конструкцію діаметрів валів та матеріал, по можливості, залишаємо як на базовій моделі.
Перевіряємо вали на напруження кручення.
τкр=≤[τкр] МПа (2.36)
де: Мкр – крутний момент на розрахунковому валу
dmin – найменший діаметр валу (під підшипник)
[τкр]=30 МПа допустиме напруження для сталі 45;
[τкр]=47 МПа допустиме напруження для сталі 40Х.
Вал І
Мкр1=22 Н.х м.
dmin=32 мм
τкр==3 МПа
Рисунок 2.8.Вал шліцьовий
Призначаємо матеріал валу - сталь 45.
Вал ІІ
Мкр2=27 Н.х м.
dmin=25 мм
τкр==8 МПа
Призначаємо матеріал валу - сталь 45.
Вал ІІІ
Мкр3=101 Н.х м.
dmin=25 мм
τкр==32 МПа
Призначаємо матеріал валу - сталь 40Х.
Вал ІV
Мкр4=286 Н.х м.
dmin=40 мм
τкр==22 МПа
Призначаємо матеріал валу - сталь 45.
Отже змін у конструкцію валів не потрібно.
2.8.Остаточний розрахунок вала.
Розрахунок зводиться до визначення реакцій які виникають в опорах та найменшого діаметра вала. Розрахунку підлягає предшпиндельний вал, як найбільш навантажений.
Рисунок 2.9 Кінематична схема валу, що розраховується.
Визначаємо окружні та радіальні зусилля, які виникають при зачепленні коліс.
Мкр=286 Н.х м.
z1=23 m=3.5 мм
z2=85 m=2.5 мм
Визначаємо окружні та радіальні зусилля які виникають при зачеплені коліс.
Ft= (2.37)
Ft1==7105 Н
Ft2==2691 Н
Радіальні сили.
Fr=Ft(tgα х ρ°), Н (2.38)
де tgα – кут зачеплення,
ρ=5° - кут тертя
tg20=0.446
Fr1=7105(0.446х5)=15844 Н
Fr2=2691(0.446х5)=6000 Н
Визначаємо реакції які виникають в опорах у горизонтальній та вертикальній площинах, для цього складаємо схему навантаження валу.
Рисунок 2.10 Схема навантаження вала.
Визначаємо реакції опор в горизонтальній площині.
=Ft1 x l1+Ft2 x(l-l2)- x l=0 (2.39)
=, Н (2.40)
=Ft2 x l2+Ft1 x(l-l1)- x l=0 (2.41)
=, Н (2.42)
==5263 Н
==4533 Н
Перевірка:-5263+7105+2691-4533=0
Визначаємо реакції опор в вертикальній площині.
=Fr1 x l1-Fr2 x(l-l2)- x l=0 (2.43)
=, Н (2.44)
=-Fr2 x l2+Fr1 x(l-l1)- x l=0 (2.45)
=, Н (2.46)
==1083 Н
==8761 Н
Перевірка: 8761-15844+6000+1083=0
Визначаємо сумарні реакції в опорах.
∑RA=, Н (2.47)
∑RВ=, Н (2.48)
∑RA==9864 Н
∑RВ==5373 Н
Визначаємо момент згину.
МзгА=∑RА х l, Н. х м. (2.49)
МзгВ=∑RВ х l, Н. х м. (2.50)
МзгА=9864 х 0.180=1775 Н. х м.
МзгВ=5373х 0.05=268 Н. х м.
Визначаємо приведений момент.
Мкр=, Н. х м. (2.51)
Мкр==289 Н. х м.
Визначаємо мінімальний діаметр вала.
dmin=10, мм (2.52)
П=1.4 – коефіцієнт запасу міцності
σ-1=260 МПа – допустиме напруження для сталі 45
dmin=10=24 мм
Приймаємо діаметр валу ø40 мм як на базовій моделі.
2.9.Превірочний розрахунок підшипників.
Перевіряємо підшипник на довговічність та їх вантажопідйомність.
Lh=х>12000 год (2.53)
де: С – динамічна вантажопідйомність в Н
Рекв – еквівалентне навантаження
Рекв=V x ∑Rmax x Kб х Кt, Н (2.54)
де: V=1 – коефіцієнт враховуючий яке кільце обертається
Кб=1…1.2 – коефіцієнт безпеки(при спокійному навантажені)
Кt=1 – температурний коефіцієнт при t=80°
Перевіряємо шариковий радіальний підшипник 408 ГОСТ8338-75
Рекв=1х9864х1х1=9864 Н
С=60400 Н [ ]
nв=280
Lh=х=13666 год>12000 год
Цей підшипник задовольняє вимогам.
Залишаємо підшипник як на базовій моделі.
2.10.Превірочний розрахунок шліцьових з’єднань на напруження зминання.
σзм=≤[σзм] МПа (2.55)
де: Мкр – крутний момент на валу
z – кількість шліців
D – зовнішній діаметр валу
d – внутнрішній діаметр валу
lmin – мінімальне з’єднання валу.
[σзм]=60 МПа – для сирої сталі – з’єднання рухоме
[σзм]=100 МПа – з’єднання нерухоме
Вал ІІ
З’єднання рухоме d-8x30 х36x10
Мкр2=27 Н.х м.
z=8
D=36 мм
d=30 мм
lmin=140 мм
σзм==0.7 МПа
Вал ІІІ
З’єднання нерухоме d-8x30 х36x10
Мкр3=101 Н.х м.
z=8
D=36 мм
d=30 мм
lmin=70 мм
σзм==5.6 МПа
Вал ІV
З’єднання рухоме d-8x45 х50x12
Мкр4=286 Н.х м.
z=8
D=50 мм
d=45 мм
lmin=100 мм
σзм==9.4 МПа
2.11.Перевірочний розрахунок шпонкового з’єднання.
В шпонкових з’єднаннях перевіряємо шпонку на зріз та маточину на зминання.
σзм=≤[σзм] МПа (2.56)
τкр=≤[τкр] МПа (2.57)
де: Мкр – крутний момент
d – діаметр вала
b – ширина шпонки
h – висота шпонки
lmin – найменша довжина шпонки чи маточини
[σзм]=150 МПа – допустиме напруження на зминання
[τкр]=120 МПа – допустиме напруження на зріз
Вал ІІІ
Шпонка 12х8х40 ГОСТ 23360-78
Мкр3=101 Н.х м.
b=12 мм
h=8 мм
d=40 мм
lmin=70 мм
σзм==13 МПа
τкр==9 МПа
Вал ІV
Шпонка 16х10х45 ГОСТ 23360-78
Мкр4=286 Н.х м.
b=146 мм
h=10 мм
d=45 мм
lmin=65 мм
σзм==26 МПа
τкр==19 МПа
Усі розрахунки відповідають вимогам.
2.12.Розрахунок норм точності зубчастого колеса
Розраховуємо норми точності для зубчастого колеса:
z=48
m=2.5 мм
Визначаємо довжину загальної нормалі
W=W' х m, мм (2.58)
де: W' – довжина загальної нормалі, при m=1 мм
W=16.909 мм [ ]с.283
W=16.909х2.5=42.272 мм
Норми кінематичної точності:
Визначаємо допуск на радіальне биття винця зуба
Fr=0.04 [ ]таб.24
Визначаємо допуск коливання довжини загальної нормалі
VW=0.024 [ ]таб.24
Визначаємо допуск на коливання вимірювального міжосьового коливання.
Fi'=0.056мм/об – на 1 оберт [ ]таб.24
fi'=0.023 мм/зуб – на 1-му зубі [ ]таб.26
Визначаємо норми контактного зуба.
Допуск на погрішність напряму зуба
Fβ=0.019 [ ]таб.27
Найменше відхилення довжини загальної нормалі в тіло зуба
В.В.І додаткове=0.04 [ ]таб.31
ІІ додаткове=0.05 [ ]таб.32
Верхнє відхилення=0.0 4+0.05=0.09 мм
Допуск на середню довжину загальної нормалі
Тwm=0.048 мм [ ]таб.33
Нижнє відхилення=0.048+0.09=0.057 мм
Довжина загальної нормалі:
W= мм