Проект коробки скоростей вертикально-сверлильного станка (стр. 2 из 3)
2. Разработка кинематической схемы коробки скоростей
Рис. 2.1 – Кинематическая схема коробки скоростей
3. Предварительный прочностной расчет привода
3.1 Определение расчетной частоты вращения шпинделя
;
где nmin и nmax – соответственно минимальная и максимальная частоты вращения шпинделя по геометрическому ряду.
об/мин; принимаем np=63 об/мин
3.2 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов
на валах
Мощность на валах коробки скоростей определяется по формуле:
где NЭ.Д. – мощность электродвигателя;
h1 – КПД пары подшипников качения (h1=0,99);
h2 – КПД пары прямозубых цилиндрических колёс (h2=0,97),
кВт;
кВт;
кВт;
кВт;
кВт.
Крутящие моменты на валах:
Н*м;
Н*м;
Н*м;
Н*м;
Н*м.
Результаты расчета сведены в табл. 3.1.
Таблица 3.1 – Мощности и крутящие моменты на валах
| № вала | Частота вращения n, об/мин | Передаваемая мощность Ni, кВт | Передаваемый крутящий момент Т2, Н*м |
| I | 1500 | 5,0 | 32,14 |
| II | 800 | 4,61 | 57,87 |
| III | 315 | 4,43 | 140,04 |
| IV | 200 | 4,25 | 215 |
| V | 63 | 4,08 | 653,8 |
4. Расчет модулей зубчатых передач
Модуль определяется по формуле:
;
где аw – межосевое расстояние;
åz – суммарное число зубьев проектируемой передачи.
Полученные значения модуля округляются до стандартных значений.
В данном курсовом проекте модули рассчитываются на ЭВМ. Исходные данные для расчета модулей приведены в табл. 4.1.
По результатам расчета модулей на ЭВМ (см. приложение 1) выбираем модули из стандартного ряда.
Для зубчатых передач 4…9 шестерен выбираем модули равные 2 мм, для зубчатых передач 10…15 шестерен выбираем модули равные 2,5 мм, для зубчатых передач 16…19 шестерен выбираем модули равные 3 мм.
Таблица 4.1 – Исходные данные для расчета модулей
| Исходные данные | Обозначения и размерность | Расчетные формулы | Указания по выбору | Числовые величины |
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
| Степень точности зубчатых передач | ГОСТ 1643-81 | 7 | ||
| Марка стали и термообработка | 1) 40Х – зак-ка с нагревом2) 12ХН3А – цем. с закалкой3) 40ХФА – азотация | |||
| Мощность на валах | кВт | NII=4.61NIII=4.43NIV=4.25NV=4.08 | ||
| Число зубьев шестерни (зубчатое колесо с меньшим количеством зубьев) | Z | VI=25XII=37XVI=24 | ||
| Расчетная частота вращения вала (шестерни) | n, об/мин | nI=800nI=315nI=200nI=63 | ||
| Передаточное число зубчатой пары | i | i3=63/25=2,52i6=59/37=1,59i7=76/24=3,16 | ||
| Отношение ширины зубчатого венца к модулю | yВ | yВ=b/m | yВ=7¼14 | 10 |
| Коэффициенты:- Перегрузки- Динамичности- Неравномерности распределенной нагрузки- формы зуба | кПкДYH | 1,21)1,12)1,03)1,050,44 | ||
| Общая продолжительность работы механизма | Тм, ч | 16000 | ||
| Суммарное число циклов нагружения зуба за Тм | NC | NC=60n Тм | 7,68*1083,02*1081,92*1086,05*107 | |
| Коэффициент переменности режима нагрузок | Kи реж | 0,8 | ||
| Длительный предел выносливости зуба при работе на изгиб | sи пр, Мпа | Для 3-х сталей | 1-2402-4603-300 | |
| Допускаемое напряжение на изгиб | [sи ], Мпа | [sи ]=sи пр* Kи реж | Для 3-х сталей | 1-1922-3683-240 |
| Делительный предел контактной выносливости | sкд, Мпа | Для 3-х сталей | 1-9502-12003-1050 | |
| Допускаемое напряжение при расчете на контактную прочность | [sк ], Мпа | [sк ]=sкд* Kи реж | Для 3-х сталей | 1-7602-9603-840 |
| Коэффициент переменности режима нагрузок | Кк реж | 0,8 |
5. Расчет диаметров валов
Диаметр вала рассчитывается по формуле:
;
где с = 1,3…1,5;
Ni – мощность на рассчитываемом валу;
ni– частота вращения рассчитываемого вала.
В данном курсовом проекте расчет диаметров валов производится на ЭВМ.
Исходные данные для расчета в даны в табл. 5.1.
По результатам расчета диаметров валов на ЭВМ принимаем следующие значения:
- для первого вала d= 25 мм;
- для второго вала d= 25 мм;
- для третьего вала d= 35 мм;
- для четвертого вала d= 45 мм;
- для пятого вала диаметр берем с базового варианта d= 70 мм.
Рис. 5.1 – Общая расчетная схема
Рис. 5.2 – Расчетная схема нагружения II-го вала
Рис. 5.3 – Расчетная схема нагружения III-го вала
Рис. 5.4 – Расчетная схема нагружения IV-го вала
Таблица 5.1 – Исходные данные для расчета диаметров валов
| Исходные данные и определяемые величины | Обозначение и размерность | Числовые величины | ||||
| 1 | 2 | 3 | ||||
| Крутящий момент на рассчитываемом валу | Т, Н*см | Т2=5787; Т3=14004; Т4=21200; Т5=65380 | ||||
| Допускаемое напряжение на изгиб | [sи], МПа | [s2]=75; [s3]=75; [s4]=74; [s5]=70. | ||||
| Начальные диаметры колес | D, см | D0=107; D1=5,0; D2=107; D3=107. | ||||
| D0=12,6; D1=11,1; D2=107; D3=107. | ||||||
| D0=7,2; D1=17,7; D2=107; D3=107. | ||||||
| Расстояния по расчетным схемам (рис. 5.1; рис. 5.2; рис. 5.3; рис. 5.4) | g | l0 | l1 | l2 | l3 | |
| II | 19,6 | 0 | 2,5 | 27,6 | 0 | |
| III | 42,0 | 19,9 | 2,75 | 0 | 0 | |
| IV | 42,0 | 13,3 | 2,75 | 0 | 0 | |
| V | 42,0 | 13,3 | 0 | 0 | - | |
| Углы действия |   рад | j0=j2=j3=0; j1=1,57;y0=y2=y3=1,57; y1=3,14. | ||||
| j2=j3=0; j0=1,57; j1=2,21;y2=y3=1,57; y0=3,14; y1=3,78. | ||||||
| j2=j3=0; j0=1,16; j1=2,21;y2=y3=1,57; y0=5,89; y1=0,93. | ||||||
В приложении представлены распечатки вводы исходных данных и результаты расчета диаметра валов.
6. Расчет подшипников качения
Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности С, определяемой по формуле:
;
где L – число оборотов за расчетный срок службы подшипников;
Р – расчетная нагрузка подшипника, Н;
С – динамическая грузоподъемность подшипника;
a – коэффициент (для подшипников a=3).
Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью:
;