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
Министерство образования и науки Российской Федерации
Волжский политехнический институт (филиал) федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Волгоградский государственный технический университет»
(ВПИ (филиал) ВолгГТУ)
Факультет «_________________________________________________________»
Кафедра «___________________________________________________________»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому работе (проекту)
по дисциплине «__Металлорежущие станки_______________________»
на тему______________________________________________________________
____________________________________________________________________
____________________________________________________________________
____________________________ Вариант № ____________________________
Студент_____________________________________________________________
(имя, отчество, фамилия)
Группа________________________
Руководитель работы (проекта) ________________________ к.т.н., доц. Федотов Е.В.
(подпись и дата подписания) (долж., инициалы и фамилия)
Члены комиссии:
_____________________ Е.В. Федотов__________
(подпись и дата подписания) (инициалы и фамилия)
_____________________ _______А.В. Авилов___________
(подпись и дата подписания) (инициалы и фамилия)
_____________________ _______ С.А. Соломоненко_____
(подпись и дата подписания) (инициалы и фамилия)
Нормоконтролер ______________________________ _____________________________
(подпись, дата подписания) (инициалы и фамилия)
Волжский, 2013 г.
Министерство образования и науки Российской Федерации
Волжский политехнический институт (филиал) федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Волгоградский государственный технический университет»
(ВПИ (филиал) ВолгГТУ)
Факультет «_________________________________________________________»
Специальность (направление)___________________________________________
Кафедра «___________________________________________________________»
Дисциплина «_______________________________________________________»
|
Утверждаю Зав. кафедрой |
|
|
_______________ __________________ (подпись) (инициалы, фамилия) |
|
|
«_____» ______________ 20 ____ г. |
Задание
на курсовую работу (проект)
Студент_____________________________________________________________
(имя, отчество, фамилия)
Группа________________________
1. Тема: _____________________________________________________________
____________________________________________________________________
Утверждено приказом от «_____» ______________ 20___ г. № _________
2. Срок представления проекта (работы) к защите «___»_______________20__ г.
3. Содержание расчетно-пояснительной записки: __________________________
________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________
4. Перечень графического материала: ____________________________________
________________________________________________________________________________________________________________________________________
5. Дата выдачи задания «_____» ____________________20 __ г.
Руководитель проекта (работы)_______________________ __________________
подпись, дата должность, инициалы и фамилия
Задание принял к исполнению________________________ __________________
подпись, дата инициалы и фамилия
СОДЕРЖАНИЕ.
Исходные данные.......................................................................................................4
Задание.......................................................................................................................4
Определение общего числа возможных вариантов для разрабатываемого привода на основании упрощенной структурной формулы..................................................5
Выбор трех полных структурных формул и построение для них структурных сеток........................................................................................................................................6
Построение диаграммы частот вращения валов привода......................................9
Расчет чисел зубьев передач групп........................................................................10
Уравнение кинематического баланса.....................................................................12
Диаграмма частот вращения...................................................................................14
Выбор материала и термообработки зубчатых колес...........................................15
Определение параметров зубчатых колес.............................................................16
Расчет передачи с вала IV на вал V.......................................................................17
Расчет передачи с вала III на вал IV.......................................................................19
Расчет передачи с вала II на вал III........................................................................20
Определение геометрических параметров зубчатых колес.................................22
Расчет валов ............................................................................................................23
Определение КПД привода и мощности на каждом валу.....................................23
Определение крутящих моментов на валах .........................................................23
Результаты предварительного расчета вала.........................................................24
Разработка кинематической схемы........................................................................25
Список литературы...................................................................................................26
Исходные данные
Вариант № 85
Тип структуры - простая
Z = 16
φ = 1,26
nmin = 31,5
nЭ = 2.
Задание
- на основании упрощенной структурной формулы определить общее число возможных вариантов для разрабатываемого привода
- написать три полные структурные формулы;
- построить для написанных формул структурные сетки и графики частот вращения; при оформлении работы допускается структурные сетки не приводить;
- из построенных графиков частот вращения выбрать один, принять его за основу и по нему определить значения всех передаточных отношений между валами;
- используя значения передаточных отношений, определить числа зубьев всех зубчатых колес и диаметры шкивов ременных передач;
Составить уравнения кинематического баланса для всех частот вращения последнего вала и вычислить фактические значения оборотов;
- разработать и вычертить кинематическую схему для основного графика частот вращения.
Определим общее число возможных вариантов для разрабатываемого привода на основании упрощенной структурной формулы.
Для заданного числа φ = 1,26 выписываем из таблиц рядов предпочтительных чисел проектные значения 16 - ти частот вращения от nmin до nmax:
31,5 - 40 - 50 - 63 - 80 - 100 - 125 - 160 - 200 - 250 - 315 – 400 – 500 – 630 – 800 – 1000
При выборе частоты вращении электродвигателя следует обеспечить минимальную степень редукции в приводе, поэтому согласно ряду значений частот двухскоростных электродвигателей выбираем nдв = 1500/750 об/мин.
Составление упрощенной структурной формулы
По исходному заданию возможно составление следующих структурных формул:
Z = 16 = 2э*4*2 = 2э*2*4 = 2э*2*2*2
Для такого привода, число возможных вариантов будет равно:
Где m – число групповых передач, q – число групп с одинаковым числом передач.
вариантов.
Из всех вариантов приводов с обычной множительной кинематической структурой, создающих одно и то же число скоростей на шпинделе станка предпочтение следует отдавать структурам с веерообразной сеткой, в которой группы с большим числом передач расположены ближе к электродвигателю. Нужно также стремиться к тому, чтобы первой в конструктивном порядке была основная группа, за ней следовала первая множительная, далее вторая множительная и т.д. так как это влияет на передаточные отношения привода. При такой последовательности сохраняется быстроходность промежуточных валов. Крутящие моменты на валах и окружные усилия на зубчатых колесах будут меньше, а, следовательно, меньшими окажутся изгибающие моменты и нагрузки на опорах, что приведет к снижению металлоемкости и стоимости изготовления групповых передач. Поскольку диаметры валов и модули зубчатых колес обратно пропорциональны частоте вращения вала или зубчатого колеса, то и габариты привода в этом случае будут меньше.
Исходя из этих рассуждений выберем вариант
Z = 16 =2э *2*2*2
Упрощенная структурная формула для него запишется в виде:
Z = P1 * P2 * P3 = 2э *2 * 2 *2
Составление полной структурной формулы
Полная структурная формула запишется в виде:
Z = 2э *P1(X1) * P2(X2) * P3(X3)
Для выбранной конструкции привода общее число вариантов кинематических структур привода (структурных сеток, графиков частот вращения, или полных структурных формул) определяется по формуле:
где m – число групповых передач в упрощенной структурной формуле;
Запишем эти варианты:
Z = 2э * 2(1) * 2(2) * 2(4)
Z = 2э * 2(1) * 2(4) * 2(2)
Z = 2э * 2(2) * 2(1) * 2(4)
Z = 2э * 2(2) * 2(4) * 2(1)
Z = 2э * 2(4) * 2(2) * 2(1)
Z = 2э * 2(4) * 2(1) * 2(2)
Выбор трех полных структурных формул и построение для них структурных сеток.
1) Z = 2э * 2(1) * 2(2) * 2(4);
2) Z = 2э * 2(1) * 2(4) * 2(2);
3) Z = 2э * 2(2) * 2(1) * 2(4).
Поскольку мы имеем дело с двухскоростным электродвигателем с φ = 1,26
– распишем этот параметр в структурной форме: имеем 1,263 = 2 – т.е две скорости электродвигателя в структурной формуле будут выглядеть как : 2(3)
– следовательно выявленные ранее структурные формулы нам не подходят.
Структурная формула для нашего случая будет выглядеть так:
Z = 2(3) * 3(5) * 3(1) или Z = 2(3) * 3(1) * 3(5) с перекрытием 2 скоростей
Построим графики частот вращения.
Для построения двух графиков частот вращения строим соответствующее число заготовок для них в виде вертикальных линий – валов и сеток горизонтальных линий – частот вращения. Проводим столько вертикальных линий, сколько валов в приводе. Для множительной структуры число валов NB равно числу механических групповых передач в структурной формуле, плюс 2 вала. Таким образом:
NB = 2 + 2 = 4.
Каждый вал, начиная с электродвигателя, обозначим римскими цифрами.
Число горизонтальных линий, равно числу частот вращения привода, плюс 2…6 линий. Проводим 20 горизонтальных линий. Справа, против каждой горизонтальной линии выписывается соответствующая частота вращения шпинделя. Слева, на I –м валу, отмечается частота вращения электродвигателя, указанного в задании.
Внизу под каждой заготовкой записываем полную структурную формулу.
Построение графика частот вращения электродвигателя начнем с нанесения на заготовки линии минимальной редукции.
Для этого определяем минимальное значение передаточного отношения привода Imin. Это отношение определим по числу m интервалов между nmin и nдв по заготовке графика. От 31,5 до 1000 имеется 15 интервалов, примем m = 15. Минимальное передаточное отношение привода, таким образом равно:
Следует учесть, что в проектируемом приводе с числом NB присутствует одна ременная передача и одна зубчатая передача с постоянным зацеплением. На каждую из этих передач запланируем минимальное понижающее передаточное отношение приближенно 1/ φ. Следовательно, среди оставшихся двух групп передач в линии редукции должно быть передаточное отношение, не превышающее в сумме .
Рассмотрим все возможные варианты передаточных отношений в групповых передачах, исходя из граничных условий:
Последнее при φ = 1,26 можно представить в виде:
Z = 2(3) * 3(1) * 3(5);
Для данного варианта возможны следующие структурные варианты внутри групп:
Для электрогруппы структура не строится.
Для основной группы:
Рис. 1 Структурные графики для основной множительной группы, показывающие возможные комбинации передаточных отношений в группе.
Для первой множительной группы:
φ5*1.1* 1.1* φ5
е
φ4*1.1* φ1.1* φ6
д
φ3*1.1* φ2.1* φ7
г
φ2*1.1* φ3.1* φ8
в
φ*1.1* φ4.1* φ9
б
1*1.1* φ5.1* φ10
а
Рис. 2 Структурные графики для первой множительной группы, показывающие возможные комбинации передаточных отношений в группе.
При выборе структурных вариантов привода следует стремиться к тому, чтобы частные передаточные отношения располагались в порядке последовательного уменьшения их величины, начиная от начального ведущего звена к конечному ведомому звену. При таком расположении передаточных отношений частоты вращений последовательно связанных валов убывают медленнее, нежели при любом ином расположении. Это позволяет уменьшить габариты привода. В этом случае на графике линия редукции будет несколько выпуклой или прямой.
Следует стремиться также к тому, чтобы использование повышающих передач было минимальным.
Исходя из этих рассуждений, выбираем следующие структурные варианты:
для основной группы – вариант д)
для первой множительной – вариант в)
В этих группах обеспечивается минимальное передаточное отношение:
Так как двигатель двухскоростной, то остаток передаточного отношения распределим между одиночными передачами следующим образом:
; .
Тогда
Построим на заготовке графика ветвь Imin – линию редукции.
Построение диаграммы частот вращения валов привода.
Используя выбранные структурные графики, развернутую структурную формулу и структурную сетку, достраиваем остальные передаточные отношения и оформляем график.
Рис. 3 Построение диаграммы частот вращения валов привода.
При выборе оптимального варианта диаграммы частот вращения необходимо исходить из следующих рассуждений.
Крутящий момент, передаваемый шестернёй, валом, шкивом и т.д. обратно пропорционален частоте вращения:
, даН*см
Где N – мощность привода в кВт;
η – КПД элементов привода от электродвигателя до рассматриваемого участка.
n – частота вращения рассматриваемого элемента привода, об/мин.
Модули шестерен, диаметры валов и размеры др. элементов привода прямопропорциональны крутящему моменту, а это значит, что с уменьшением частоты вращения валов привода – возрастают его габаритные размеры. Применение ускоряющих передач на быстроходных, промежуточных валах, вызывает повышение вибраций привода (которые также возрастают и при увеличении модуля зубчатых колес), повышается износ элементов привода.
Учитывая, что заданные характеристики ограничивают нас в вариантах выбора -принимаем имеющийся вариант , как самый оптимальный.
Расчет чисел зубьев передач групп.
Определение передаточных отношений, диаметров шкивов и чисел зубьев.
На выбранном графике частот вращения обозначаются передаточные отношения ременных и зубчатых передач: i1; i2 …
Передаточные отношения будут:
Ременная передача:
;
Зубчатая передача постоянного зацепления;
Передачи первой группы ; ; ;
Передачи второй группы ; ;
Диаметры шкивов ременных передач можно определять непосредственно по передаточным отношениям:
Диаметр ведущего шкива - Ø = 120 мм;
Диаметр ведомого шкива - Ø = 180 мм.
Оба диаметра удовлетворяют условиям ременной передачи. 80 Ø 300 мм.
Определение чисел зубьев в групповых передачах между двумя валами следует начинать с выбора чисел зубьев той шестерни в группе, которая передает самую низкую частоту вращения. Обычно Zш = 18…20.
Число зубьев колеса постоянной зубчатой передачи (Передача между валами II – III). Принимаем для шестерни Zш = 20. Для сопрягаемого колеса:
Zк = Zш / i2 = 20/(630/1000) = 31.74 = 32
Передача 1 валы III – IV (тройной блок):
i3 = (400/630), Zш = 18. Zк = Zш / i3 = 18/ (400/630) = 28,35 = 28
Записываем передаточное отношение чисел зубьев в виде 18:28
Z = 18 + 28 = 46.
Передача 2 валы III – IV (тройной блок):
i4 = (500/630), =20, Zк = 46 – 20 = 26.
Записываем передаточное отношение чисел зубьев в виде 20:26
Передача 3 валы III – IV (тройной блок):
i5 = (630/630), , Zк = 46 – 23 = 23.
Записываем передаточное отношение чисел зубьев в виде 23:23
Передача 1 валы IV - V (двойной блок):
i6 = (63/400), Zш = 18. Zк = Zш / i6 = 18/ (63/400) = 114
Записываем передаточное отношение чисел зубьев в виде 18:114
Z = 18 + 114 = 132.
Передача 2 валы IV - V (двойной блок):
i7 = (200/400), . Zк = 132 – 44 = 88
Записываем передаточное отношение чисел зубьев в виде 44:88.
Передача 3 валы IV - V (двойной блок):
i7 = (630/400), . Zк = 132 – 81 = 51
Записываем передаточное отношение чисел зубьев в виде 81:51.
Уравнение кинематического баланса.
1) Записываем уравнение кинематического баланса для каждой ступени выходного вала и посчитываем фактические значения передаточных отношений зубчатых пар и ременной передачи.
Отклонение фактической частоты вращения от стандартного значения не должно превышать = 10 ( - 1) %. В нашем случае отклонение составляет
= 10 (1,26 - 1) % = 2,6%
n = 31,5 - 40 - 50 - 63 - 80 - 100 - 125 - 160 - 200 - 250 - 315 - 400 - 500 - 630 - 800 - 1000
= 0,82 - 1 - 1,3 - 1,64 - 2 - 2,6 - 3,25 - 4,16 - 5,2 - 6,5 - 8,2 – 10,4 – 13 - 16,4 - 20,8 - 26
Как видно из результатов, 9 частот вращения имеют отклонения выше нормативного (у всех заниженные)
Общим для них является включение передачи 20/26 = 0,769 и
проектное значение должно обеспечивать отношение i4 = (500/630) = 0,794.
Это связано с тем, что мы округлили число зубьев шестерни в меньшую сторону до 20.
Если полученные числа зубьев не обеспечивают точного передаточного отношения, то нужно применять коррекцию зубьев, которая сводится к увеличению или уменьшению числа зубьев при сохранении диаметра начальной окружности зубчатого колеса. Величину коррекции можно допускать до 10-15%.
Уменьшим число зубьев колеса на 2, тогда передаточное отношение составит i4 = 20/25 = 0,8. Величина коррекции составит 100* (26-25) / 25 = 4% , что является допустимым.
Пересчитаем полученные передаточные отношения:
= 0,5 (1)
= 1,1 (2)
= 0 (3,25)
= 0 (6,5)
= 2,9 (10,4)
= 5,9 (20,8)
Что является допустимым.
Запишем общее уравнение кинематического баланса:
Диаграмма частот вращения
В результате проведенных расчетов строим полную диаграмму частот вращения (ДЧВ) с указанием передаточных отношений всех передач привода.
Рис. 4 Диаграмма частот вращения валов привода.
Выбор материала и термообработки зубчатых колес
Для выбора материала воспользуемся данными таблиц [4, , стр. 70-71]
Таблица 1. Допускаемые контактные напряжения (Rк) и напряжения на изгиб (Rв)
|
Материал зубьев шестерни |
Допускаемые напряжения |
||||
|
Марка и термообработка |
Механические свойства |
На изгиб Rв (МПа) |
Контактные Rк (МПа) |
||
|
Предел прочности σв (МПа) |
Предел текучести σs (МПа) |
Твердость |
|||
|
Сталь 45 закаленная |
981 |
736 |
HRC=38–46 |
255 |
981 |
Определение параметров зубчатых колес
Расчет модуля зубчатых передач
Расчет всех ответственных шестерен ведется на усталость поверхностных слоев зубьев по контактным напряжениям и на выносливость материала сердцевины зуба по напряжениям изгиба.
При курсовом проектировании за основную форму расчета принимается расчет по определению требуемого модуля.
Расчету подлежат все одиночные зубчатые передачи, а в групповых передачах – более нагруженные. Наиболее нагруженной из группы является наименьшая из ведущих шестерен, так как и усилия, и число нагружений на её зубьях будут наибольшими.
При незначительном перепаде передаточных отношений в группе в менее нагруженных передачах (например, в ускоряющих) следует скорректировать ширину зубчатых колес в сторону уменьшения.
Для наиболее нагруженной шестерни следует принимать за расчетное то наименьшее число оборотов, при котором она должна передавать полную мощность электродвигателя. Согласно данным ЭНИМСа, в универсальных станках полная мощность передается коробкой скоростей на всех средних и верхних ступеней, то есть в расчете учитывается первое значение второй четверти снизу диапазона регулирования скоростей коробки.
В станкостроении рекомендуется применять следующие значении модуля: 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 3,5; 4; 4,5; 6; 8; 10; 12 мм.
Минимально допустимые числа зубьев шестерен выбираются с учетом подрезания ножки зуба.
Для сокращения номенклатуры зуборезного инструмента, снижения стоимости станка, модули всех зубчатых передач одной и той же группы следует делать одинаковыми. В этом случае у тяжело нагруженных шестерен увеличивают ширину или изготавливают их из более качественных материалов, сохраняя работоспособность.
Наиболее типичным случаем является расчет группы передач, состоящий из прямозубых колес (угол наклона βj = 0).
Следует заметить, что иногда окружные усилия передаваемые различными парами колес различаются настолько значительно, что целесообразно брать для них различные модули, но и в таких случаях больше двух модулей в одной группе брать не следует.
В расчете принимаем что все зубчатые передачи в одной группе выполнены из прямозубых цилиндрических колес одинакового модуля.
Для стальных прямозубых колес модуль определяется:
1. по напряжениям изгиба
2. по контактным напряжениям
Из двух значений модуля, выбирают большее и округляют до ближайшего большего стандартного значения.
Обозначения и размерности величин в формулах:
знак “+” – соответствует наружному зацеплению;
знак “-” – соответствует внутреннему зацеплению;
N – мощность, передаваемая рассчитываемой шестерни, определяется с учетом КПД передачи от электродвигателя до рассчитываемой шестерни, кВт;
U – передаточное число пары колес, в которой работает рассчитываемая шестерня, понимаемое всегда как отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни (всегда больше или равно единице);
z – число зубьев рассчитываемой шестерни;
– отношение ширины зуба к модулю;
Rb – допускаемое напряжение изгиба (МПа)
Rк – допускаемое контактное напряжение (МПа);
y – коэффициент формы зуба.
Расчет ведется в направлении от шпинделя к ведущему валу. Будем считать, что передачи осуществляют группы зубчатых колес с прямыми зубьями. Модуль зубчатых колес в каждой группе принимаем одинаковым.
Расчет передачи с вала IV на вал V (тройной блок):
Первая множительная группа. Рассчитывается передача 18:114
Наиболее нагруженной из группы является наименьшая из ведущих шестерен. Наименьшая из ведущих шестерен в данной группе это шестерня z=18 в передаче 18:114.
Определим минимальное значение частоты вращения этой шестерни, при котором передается полная мощность.
Первому значению второй четверти снизу диапазона вращения шпинделя соответствует частота n=80 об/мин. Тогда расчетная частота вращения шестерни равна np=500 об/мин.
Материал: Сталь 45 закаленная до твердости 38-46 HRCЭ.
Rb = 255; Rк = 981; z = 18; y = 0,1; ψ = 10; u = 2,5;
Предварительно принимаем KV=1.
Диапазон D = 630/200 = 3,15
Диапазон D1 = 500/200 = 2,5
Kn = 1,2 – по контактным напряжениям [4, рис. 5.2, стр 76]
Kn = 1,05 – по напряжениям изгиба [4, рис. 5.3, стр 76]
KN = 0,78 – по контактным напряжениям [4, табл. 5.4, стр 75]
KN = 0,84 – по напряжениям изгиба [4, табл. 5.4, стр 75]
Долговечность
принимаем Kизг. =1.
Округляя до ближайшего большего стандартного значения,
выбираем модуль m = 4,5.
Определим делительный диаметр: D = 4,5*18=81 мм.
Окружная скорость v = (3,14*81*400)/(60*1000)=1,69 м/с
Скоростной коэффициент Kv=9/(1,69+9) = 0,84
Ширина зубчатого венца:
Проверка
Расчет передачи с вала III на вал IV (тройной блок):
Наиболее нагруженной из группы является наименьшая из ведущих шестерен. Наименьшая из ведущих шестерен в данной группе это шестерня z=18 в передаче 18:28. У данной шестерни две возможные скорости : n1=315, n2=630.
Расчетная частота для этой шестерни принимается np=315 об/мин.
Материал: Сталь 40Х закаленная до твердости 45-50 HRCЭ.
Rb = 373 МПа; Rк = 1324 МПа;
z = 18; y = 0,098; ψ = 10; u = 2;
Предварительно принимаем KV=1.
Диапазон D = 630/315 = 2
Диапазон D1 =315/315 = 1
Долговечность
Kn = 0,83– по контактным напряжениям [4, рис. 5.2, стр 76]
Kn = 0,88 – по напряжениям изгиба [4, рис. 5.3, стр 76]
KN = 0,78 – по контактным напряжениям [4, табл. 5.4, стр 75]
KN = 0,84 – по напряжениям изгиба [4, табл. 5.4, стр 75]
принимаем Kизг. =1.
Округляя до ближайшего большего стандартного значения, выбираем модуль
m = 3,5.
Определим делительный диаметр: D = 3,5*18=63 мм.
Окружная скорость v = (3,14*63*315)/(60*1000)=1,0386 м/с.
Скоростной коэффициент Kv=9/(1,0386+9) = 0,896
Ширина зубчатого венца:
Проверка
Расчет передачи с вала II на вал III :
Вращение передается через постоянное зубчатое зацепление 20:32. Расчетная частота для этой шестерни равна np=500 об/мин.
Сталь 40Х закаленная до твердости 45-50 HRCЭ.
Rb = 373; Rк = 1324;
z = 20; y = 0,098; ψ = 10; u = 1,28;
Предварительно принимаем KV=1.
Диапазон D = 1
Диапазон D1 =1
Долговечность
Kn = 1,0 – по контактным напряжениям [4, рис. 5.2, стр 76]
Kn = 1,0 – по напряжениям изгиба [4, рис. 5.3, стр 76]
KN = 1,0 – по контактным напряжениям [4, табл. 5.4, стр 75 ]
KN = 1,0 – по напряжениям изгиба [Смольников табл. 5.4, стр 75]
=1,0
, принимаем равным 3,0
Принимаем модуль m = 3,5.
Определим делительный диаметр: D = 3,5*20=70 мм.
Окружная скорость v = (3,14*70*500)/(60*1000)=1,83 м/с
Скоростной коэффициент Kv=9/(1,83+9) = 0,831
Ширина зубчатого венца:
Проверка
Определение геометрических параметров зубчатых колес.
Геометрические параметры зубчатых колес.
, ,
|
Группа |
Вал |
Число зубьев, z |
Модуль, m |
Диаметр делит окр, D |
Диаметр вершин, Da |
Диаметр окружностей впадин, Df |
Ширина венца |
|
- |
II |
20 |
3,5 |
70 |
77 |
61,25 |
37 |
|
- |
III |
32 |
3,5 |
112 |
119 |
103,25 |
37 |
|
I |
III |
18 |
3,5 |
63 |
70 |
54,75 |
26 |
|
I |
III |
20 |
3,5 |
70 |
77 |
61,25 |
26 |
|
I |
III |
23 |
3,5 |
80 |
87 |
71,75 |
16 |
|
I |
IV |
28 |
3,5 |
98 |
105 |
89,75 |
22 |
|
I |
IV |
25 |
3,5 |
87,5 |
94,5 |
79,25 |
20 |
|
I |
IV |
23 |
3,5 |
80,5 |
87,5 |
72,25 |
18 |
|
II |
IV |
18 |
4,5 |
81 |
90 |
69,75 |
40 |
|
II |
IV |
44 |
4,5 |
198 |
207 |
186,75 |
35 |
|
II |
IV |
81 |
4,5 |
364,5 |
373,5 |
353,25 |
40 |
|
II |
V |
114 |
4,5 |
513 |
522 |
501,75 |
37 |
|
II |
V |
88 |
4,5 |
396 |
405 |
384,75 |
39 |
|
II |
V |
51 |
4,5 |
229,5 |
238,5 |
218,25 |
35 |
Расчет валов.
Предварительный расчет валов.
Валы рассчитываются на прочность и жесткость. Расчет на прочность производится на сложное сопротивление, т.е. на совместное действие изгиба и кручение. Расчет на жесткость заключается в определении углов взаимного наклона валов под шестернями.
Производим предварительный расчет валов исходя из крутящего момента при пониженных значениях допускаемых напряжений. При этом можно пользоваться формулой:
Где N – мощность на валу, кВт
n – расчетная частота вращения принимаемая как при расчете модулей.
Определение КПД привода и мощности на каждом валу
где N – мощность на рассчитываемом валу (кВт);
Nдв. – мощность электродвигателя (кВт);
η – КПД кинематической цепи от электродвигателя до вала.
N1 = 6 кВт
N2 = 6 * 0,96 * 0,995 * 0,995 = 5,7 кВт
N3 = 5,7 * 0,98 * 0,9952 = 5,5 кВт
N4 = 5,5 * 0,98 * 0,9952 =5,3 кВт
N5 = 5,3* 0,98 * 0,9952 = 5,1 кВт
Определение крутящих моментов на валах
Определение крутящих моментов, действующих на валах, производится по формуле
где Mкр. – крутящий момент (Н*м);
nр – минимальная частота вращения рассчитываемого вала, при котором может быть полностью использована мощность электродвигателя.
Результаты предварительного расчета вала.
Таблиц а2. Результаты предварительного расчета вала.
|
Вал |
Мощность, кВт |
Расчетная частота, об/мин |
Крутящий момент Н*м |
Диаметр вала, мм |
|
II |
5,7 |
500 |
113 |
34 |
|
III |
5,5 |
315 |
173 |
39 |
|
IV |
5,3 |
200 |
263 |
45 |
|
V |
5,1 |
80 |
633 |
60 |
Разработка кинематической схемы.
При построении кинематической схемы привода указываем: номера валов, позиции кинематических элементов, частоты вращения электродвигателя, диаметры шкивов, числа зубьев колес. Схема вычерчивается в произвольном масштабе, при этом считают, что модули всех зубчатых колес равны 1 мм. В подрисуночной подписи приведена полная структурная формула.
При вычерчивании подвижных тройных блоков колесо с наибольшим числом зубьев должно располагаться в середине блока, а при необходимости изобразить блок из четырех зубчатых колес, его лучше разбить на два двойных подвижных блока, естественно, расположенных на одном валу.
Рис. Кинематическая схема привода.
Список литературы.