Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Вертикально сверлильный станок(агрегат) - файл ГОрожанкина ПЗ.docx


Вертикально сверлильный станок(агрегат)
скачать (523.1 kb.)

Доступные файлы (7):

ГОрожанкина ПЗ.docx240kb.18.11.2010 07:39скачать
Лист1_посл.bak
Лист1_посл.cdw
Лист 2.bak
Лист 2.cdw
Спецификация.bak
Спецификация.spw

Загрузка...

ГОрожанкина ПЗ.docx

Реклама MarketGid:
Загрузка...


Содержание: стр.

  1. Введение………………………………………………………………………………………………………………………………………………………

  2. Исходные данные………………………………………………………………………………………………………………………………………

  3. Анализ аналогичных станков……………………………………………………………………………………………………………

  4. Выбор условий технологического использования станка…………………………………………………

  5. Определение основных технических характеристик проектируемого станка……..

  6. Составление кинематической схемы привода и кинематический расчет………………..

    1. Режим работы привода главного движения……………………………………………………………….

    2. Определение числа ступеней коробки и структуры привода……………………….

    3. Определение передаточных отношений передач привода…………………………………

    4. Определение чисел зубьев………………………………………………………………………………………………..

    5. Проверочный расчет частот вращения…………………………………………………………………….

  7. Определение расчетных значений крутящих моментов…………………………………………….…….

  8. Определение межосевых расстояний…………………………………………………………………………………………

  9. Расчет параметров передач………………………………………………………………………………………………………….

  10. Проектирование ременных передач……………………………………………………………………………………………

  11. Предварительное определение диаметров валов………………………………………………………………

  12. Проверочный расчет вала………………………………………………………………………………………………………………

  13. Расчеты шпоночных соединений…………………………………………………………………………………………………

  14. Список литературы…………………………………………………………………………………………………………………………..



  1. 

  2. Введение



Компоновка металлорежущих станков определяется пространственным положением их шпинделей и взаимным расположением основных функциональных узлов. В соответствии с расположением рабочих шпинделей встречаются станки горизонтальных, вертикальных, наклонных и комбинированных компоновок. Практически они встречаются в пределах любой группы современных станков. Например имеются станки вертикально- и горизонтально-сверлильные, вертикально- и горизонтально-фрезерные, вертикально- и горизонтально-расточные и т. д.

Принципы, по которым складывались эти компоновки, неразрывно связанны с совместной работой человека и машины, и поэтому они подчинены физическим возможностям человека - его росту, силе, утомляемости при различных положениях и т. д.

К указанным традиционным станкам, в частности, относятся вертикально-сверлильные, принципиальная компоновка которых наилучшим образом отвечает требованиям работы сверловщика при обработке деталей средних габаритов.

Все встречающиеся компоновки вертикально-сверлильных станков могут быть разделены на следующие три большие группы: типа кронштейн, агрегат (или подвижный моноблок) и пресс (неподвижный моноблок). Эти названия носят условный характер, но их смысл отражает сущность компоновочных решений.

Станки с компоновкой типа кронштейн (см. рис.1(а),) характеризуются тем, что коробка скоростей 2 оформлена в виде самостоятельного узла, расположенного на верхней части колонны 3. Шпиндель, коробка подач и механизм подач размещаются в корпусе 1, образуя один законченный архитектурный узел. Этот узел по традиции называют кронштейном (отсюда и название компоновки). Долгое время компоновка вертикально-сверлильных станков типа кронштейн считалась классической. С такой компоновкой изготовлялись все отечественные вертикально-сверлильные станки средних и больших размеров. Однако в 60-х годах прошлого столетия наша станкостроительная промышленность, как и многие передовые зарубежные фирмы, перешла на агрегатную компоновку.

Встречаются также станки промежуточных типов, в которых встречаются элементы указанных компоновок. Например современные вертикально-сверлильные станки с программным управлением выполняются в основном по агрегатной компоновке, а механизм подач с тиристорным приводом монтируется на колонне в том месте, где в компоновках типа кронштейн устанавливалась коробка скоростей.

Высокую производительность современные станки обеспечивают за счёт быстроходности, мощности и широкой автоматизации. В современных тяжелых станках мощность только главного электродвигателя достигает 150 кВт, а всего на одном станке иногда устанавливают несколько десятков электродвигателей. Вес уникальных станков достигает нескольких тысяч тонн.



Высокого уровня достигла автоматизация станков. Имеются, например, автоматические линии, состоящие из сотен сложных станков и включающие контрольные и сборочные операции.

При конструкционном оформлении, для придания станку требуемых качеств и функций, используют разнообразные механизмы с применением гидравлики, электрики, пневматики; применяют также детали сложных конструкционных форм с высокими требованиями к их качественным показателям, внедряют прогрессивные принципы проектирования (агрегатирование, унификация); изыскивают наиболее рациональные компоновки станков, разрабатывают новые системы управления циклом.

Наряду с развитием и совершенствованием существующих обработки появились станки на базе принципиально новых ТП. К таким процессам относят электроэрозионную обработку, использующую воздействие электронного разряда на металл; электрохимические методы обработки, обработку сфокусированным лучом высокой энергии, обработку тонкой струей жидкости при сверхвысоком давлении, ультразвуковой метод, когда поверхность подвергается воздействию абразивных частиц при колебании инструмента с высокой частотой, и другие методы.

Таким образом, станки, которые называют металлорежущими, включают более широкую группу машина - орудий, обрабатывающих не только металлы, но и другие материалы различными методами.

Для выполнения таких разнообразных технологических задач с высокими требованиями к качеству продукции и производительности процесса в станках необходимо использовать новейшие достижения инженерной мысли.



  1. Исходные данные



Тип станка – вертикально-сверлильный(Агрегат);

Диапазон регулирования Rn = 60;

Размерная характеристика станка: 20;

Обрабатываемый материал: констр. сталь твердость НВ260…320;

Характер обработки: черновая;

Компоновка привода: раздельная;

Структура привода: сложенная;

Способ регулирования: ступенчатое;

Электродвигатель: 1-скоростной

Способ переключения скоростей: ручное;

Сборочная единица: коробка передач .

Знаменатель ряда значений скоростей главного движения: =1,4 (принят как рекомендуемое значение для сверлильных станков);


2. Анализ аналогичных станков



Обозначение

n max

n min

Z

Smax

Smin

Pv

Производитель

2Н118

2800

180

9

 

 

1,5

Молоденческий

станкостроительный

завод

ГС2116М

2000

170

6

 

 

0,55

Гомельск

6Д10

1600

100

 

 

0,1

1,5

Дмитровский

KST16V

2000

290

6

0,25

0,12

0,75

KNUTH

KSS25V

2160

230

9

25

0,1

1,5

KNUTH

KTV18

2300

230

12

 

0,15

0,75

KNUTH

KGB25

2900

100

8

 

0,2

0,75

KNUTH

KTB18G

2800

190

9

 

 

1,1

KNUTH

У всех наибольший диаметр сверла 20 мм.

  1. Определение основных технических характеристик проектируемого станка

Наибольший диаметр сверления dmax=20

Наименьший диаметр сверления, принимаемый в расчет при проектировании станка, определяется зависимостью:

dmin=0,15…0,25*20=3…5

Примем dmin=5

Минимальная глубина резания


Минимальная подача

Smin = 0,15 мм (из таблицы со станками)

Максимальная скорость резания для конструкционной стали




Где cv, tv, xv, yv, m, T, n - параметры, зависящие от механических свойств инструмента и обрабатываемого материала:

cv

Kv

xv

yv

m

T

n

44,5

1,07

0,25

0,5

0,1

60

1,75

Максимальная скорость резания (для алюминия). Скорость резания алюминия 100…500 м/мин.Т. к. у алюминия НВ обычно 15…35 НВ, а алюминиевый сплав АК21М2Н5 - 100 НВ то примем алюминиевый сплав


Где cv, tv, xv, yv, m, T, n - параметры, зависящие от механических свойств инструмента и обрабатываемого материала:

cv

Kv

xv

yv

m

T

n

84,5

1,09

0,5

0,5

0,1

60

1,05



Максимальную скорость резания принимаем по стали: Vmax=33,3 м/мин.

Максимальное число оборотов шпинделя


Минимальное число оборотов шпинделя

; принимаем nmin=40 мин-1

Рэ=1,5 кВт (из таблицы со станками)

Компоновка станка

  1. 

  2. Составление кинематической схемы привода и кинематический расчет

Выбираем электродвигатель 2ПБ-132МГ :

PH=1,5 кВт

nн=1420обмин

5. Определение числа ступеней коробки и структуры привода.

Для сверлильно-вертикального станка знаменатель ряда равен φ=1,4 :

Z=1+log60log1,4=1+12,168

Примем:Z=12

Принимаем ряд частот вращения шпинделя:

n1=40 n2=56 n3=80 n4=112 n5=160 n6=224 n7=320 n8=448 n9=560 n10=800 n11=1120 n12=1600

Структура нормальная:

Zк=31×22+23;

Структурная сетка привода модуля главного движения

7




Принципиально кинематическая схема привода модуля главного движения.


Рис.3 Диаграмма частот вращения привода главного движения




Определение передаточных отношений передач привода


ip=d1d2∙0.98=n1nэд=8001420=0.5634

i1=i4=1 ; i2=φ-1=1φ=57 ; i6=φ2=21;

i3=φ-2=12 i5=φ-3=514; i7=φ-4=14;


6. Определение чисел зубьев

ip=d1d2∙γ, где - коэффициент проскальзывания ремня;


Для диаметра вала электродвигателя 2ПБ-132МГ соответствует диаметр шкива;d1=63мм

Тогда d2=d1ip∙γ=63∙0.980.5634=109,6 мм;

Определим числа зубьев шестерён

Группа I:

i1=z1z2=a1b1=11 a1+b1=2

i2=z3z4=a2b2=57 a2+b2=12 Sz=36

i3=z5z6=a3b3=12 a3+b3=3


z1=Sza1+b1∙a1=361+1∙1=18

z2=Sza1+b1∙b1=361+1∙1=18

z3=Sza2+b2∙a2=365+7∙5=15

z4=Sza2+b2∙b2=365+7∙7=21

z5=Sza3+b3∙a3=361+2∙1=12

z6=Sza3+b3∙a3=361+2∙2=24

Для исключения подрезания зубьев примем условие zmin=18…20. Увеличим количество зубьев в 2 раза.

z1=18×2=36

z2=18×2=36

z3=15×2=30

z4=21×2=42

z5=12×2=24

z6=24×2=48


Группа II:

i4=z7z8=a4b4=1 a4+b4=2

i5=z9z10=a5b5=214 a5+b5=19 Sz=38


z7=Sza4+b4∙a4=381+1∙1=19

z8=Sza4+b4∙b4=381+1∙1=19

z9=Sza5+b5∙b5=385+14∙5=10

z10=Sza5+b5∙b5=385+14∙14=28



Для исключения подрезания зубьев примем условие zmin=18…20. Увеличим количество зубьев в 2 раза.

z7=19×2=38

z8=19×2=38

z9=10×2=20

z10=28×2=56


Группа II:

i6=z11z12=a4b4=21 a4+b4=3

i7=z13z14=a5b5=14 a5+b5=5 Sz=15

z711=Sza4+b4∙a4=152+1∙2=10

z12=Sza4+b4∙b4=152+1∙1=5

z13=Sza5+b5∙b5=151+4∙1=3

z14=Sza5+b5∙b5=151+4∙4=12

Для исключения подрезания зубьев примем условие zmin=18…20. Увеличим количество зубьев в 7 раза.

z11=10×7=70

z12=5×7=35

z13=3×7=21

z4=12×7=84




7. Проверочный расчет частот вращения

n1ф=nэд∙z1z2∙z7z8∙z11z12∙d1d2∙0,98=1420∙3636∙3838∙7035∙63109,6∙0,98==1599,9мин-1

n2ф=nэд∙z3z4∙z7z8∙z11z12∙d1d2∙0,98=1420∙3042∙3838∙7035∙63109,6∙0,98==1142,7мин-1

n3ф=nэд∙z5z6∙z7z8∙z11z12∙d1d2∙0,98=1420∙2448∙3838∙7035∙63109,6∙0,98==799,9мин-1

n4ф=nэд∙z1z2∙z9z10∙z11z12∙d1d2∙0,98=1420∙3636∙2056∙7035∙63109,6∙0,98==571,4мин-1

n5ф=nэд∙z3z4∙z9z10∙z11z12∙d1d2∙0,98=1420∙3042∙2056∙7035∙63109,6∙0,98==432,1мин-1

n6ф=nэд∙z5z6∙z9z10∙z11z12∙d1d2∙0,98=1420∙2448∙2056∙7035∙63109,6∙0,98==307,7мин-1

n7ф=nэд∙z1z2∙z7z8∙z13z14∙d1d2∙0,98=1420∙3636∙3838∙2184∙63109,6∙0,98==214,5мин-1

n8ф=nэд∙z3z4∙z7z8∙z13z14∙d1d2∙0,98=1420∙3042∙3838∙2184∙63109,6∙0,98==153,8мин-1

n9ф=nэд∙z5z6∙z7z8∙z13z14∙d1d2∙0,98=1420∙2448∙3838∙2184∙63109,6∙0,98==107,7мин-1

n10ф=nэд∙z1z2∙z9z10∙z13z14∙d1d2∙0,98=1420∙3636∙2056∙2184∙63109,6∙0,98==76,8мин-1

n11ф=nэд∙z3z4∙z9z10∙z13z14∙d1d2∙0,98=1420∙3042∙2056∙2184∙63109,6∙0,98==53,5 мин-1

n6ф=nэд∙z5z6∙z9z10∙z13z14∙d1d2∙0,98=1420∙2448∙2056∙2184∙63109,6∙0,98==38,7мин-1


Допустимое отклонение частоты вращения:

n=10∙φ-1=10∙1,4-1=4%

Погрешности:

n1=n1-n1фn1∙100=1599,9-16001600∙100=0%

n2=n2-n2фn2∙100=1142,7-11201120∙100=2%

n3=n3-n3фn3∙100=799,9-800800∙100=0%

n4=n4-n4фn4∙100=571,4-560560∙100=2%

n5=n5-n5фn5∙100=432,1-448448∙100=3,5%

n6=n6-n6фn6∙100=307,7-320320∙100=3,8%

n7=n7-n7фn7∙100=214,5-224224∙100=4%

n8=n8-n8фn8∙100=153,8-160160∙100=4%

n9=n9-n9фn9∙100=76,5-8080∙100=4%

n10=n10-n10фn10∙100=53,5-5656∙100=4%

n11=n11-n11фn11∙100=214,5-224224∙100=4%

n12=n12-n12фn12∙100=38,7-4040∙100=3,2%


Таким образом, подобранные числа зубьев и диаметры шкивов подходят для данной схемы.


8.Определение расчетных значений крутящих моментов

Определение мощности на валах привода.


Р1=Рэд∙Рƞпк2∙Рƞр=1,5∙0,9952∙0,98=1,455кВт

Р2=Р1∙Рƞпк2∙Рƞзз=1,455∙0,9952∙0,98=1,412кВт

Р3=Р2∙Рƞпк2∙Рƞзз=1,412∙0,9952∙0,98=1,369кВт

Р4=Р3∙Рƞпк2∙Рƞзз=1,369∙0,9952∙0,98=1,329кВт

где:

ƞРпк=0,995- КПД подшипников качения;

ƞРзз=0,98- КПД зубчатого зацепления;

ƞРр=0,98. - КПД ременной передачи;


9. Определение крутящих моментов на валах:


Ti=9550∙Pinp.i,H∙м;

Tэд=9550∙Pэдnэном=9550∙1,51420=10,01H∙м;

T1=9550∙P1n1в=9550∙1,455800=17,35H∙м;

T2=9550∙P2n2в=9550∙1,412448=30,1H∙м;

T3=9550∙P3n3в=9550∙1,369160=81,71H∙м;

T4=9550∙P4n3в=9550∙1,32940=317,3H∙м;


10. Предварительный расчёт валов.

Приближённо определяем диаметры валов по условию прочности для среднеуглеродистой стали (σв = 5 ÷8 МПа) для напряжения τкр = 500÷285 кПа:

di=130÷160∙3Pinpi

d1=130÷160∙3P1np1=130÷160∙31,4551420=13,17÷16,2

d2=130÷160∙3P2np2=130÷160∙31,412800=15,71÷19,34

d3=130÷160∙3P3np2=130÷160∙31,369160=26,59÷32,72

d4=130÷160∙3P4np2=130÷160∙31,32940=41,79÷51,43


Ограничение по жёсткости (для допускаемого угла закручивания [] ≈ (4,4 ÷8,8) ×10-3 рад (~0,25 ÷ 0,5) 0 на 1 мм. длины вала):


di…110∙4Pinpi

d1…110∙4P1np1=110∙41,4551420=19,75мм

d2…110∙4P2np2=110∙41,412800=22,54мм

d3…110∙4P3np2=110∙41,369160=33,45мм

d4…110∙4P4np2=110∙41,32940=46,96мм

Так как диапазоны минимально допустимых по условию жёсткости диаметров валов больше чем по условию прочности, принимаем за ориентировочный наименьший допускаемый - диаметр по условию жёсткости.

Округляем до стандартного значения по ГОСТ 12081 – 72 в сторону увеличения. Имеем: dI = 20 мм.; dII = 25 мм.; dIII = 35 мм; dIV = 50 мм.


11. Расчёт межосевого расстояния.

Расчёт производим по следующей формуле:

, (мм);

где:

Ка – вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач

Ка = 495;



u – передаточное число: ;

Т2H - крутящий момент на колесе;

ψba , ψbd – коэффициенты учитывающие ширину зуба, ψba==

= 0,1, т. к. ψbd = , а , то ψbd = ;

КНβ – коэффициент учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца;

σНР – допускаемое контактное напряжение,

;

где:

σH lim – предел контактной выносливости поверхности зубьев,

соответствующий эквивалентному числу циклов перемен

напряжений: σH lim = σH lim b × KHL;


где:

σH lim b = предел контактной выносливости поверхности зубьев,

соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений:

σH lim b = 17×НRC + 200 = 17×45 + 200 = 965 МПа – для стали 40Х, термообработка: улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость не ниже HRC 45 … 50;

КHL – коэффициент долговечности: ориентировочно нагрузку станка принимаю за постоянную, а NНЕ > NHO , тогда КHL = 1 , где NHE и NHO – эквивалентное и базовое число циклов перемен напряжений соответственно.

Тогда: σH lim = σH lim b × KHL = 965 ×1 = 965 МПа;



SH – коэффициент безопасности: SH = 1,2;

ZR – коэффициент учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей зубьев;

ZV – коэффициент учитывающий окружную скорость;

KL – коэффициент учитывающий влияние смазки;

KxH – коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса;

= 0,9 по нормам точности зубчатых передач для станка нормальной точности;

= МПа;


Определяем межосевое расстояние:

aw1-2=495∙2,0+1∙317,35∙1,022,02∙723,752∙0,1=65,15мм

aw2-3=495∙7+1∙330,1∙1,0272∙723,752∙0,1=90,56мм

aw3-4=495∙4+1∙381,71∙1,0242∙723,752∙0,1=114,66мм




12. Расчет параметров передач


Модуль первой ступени:

m1,2=2∙aw1-2z1+z2=2∙65,1536+36=1,8 мм

Модуль второй ступени:

m2,3=2∙aw2-3z7+z8=2∙90,5638+38=2,38 мм

Модуль второй ступени:

m3,4=2∙aw3-4z11+z12=2∙114,6670+35=3,25мм

Принимаем стандартные модули: m1,2=2,0; m2,3=2,5; m3,4=3,5


Уточняем межосевое расстояние по формуле:


Геометрический расчёт зубчатой передачи.

Нахождение делительного диаметра колёс.

Расчёт производим по следующей формуле:

d = m ×z;

d1 = m1,2 ×z1 = 2 ×36=72 мм;



d2 = m1,2 ×z2 = 2 ×36=72 мм;

d3 = m3,4,5,6 ×z3 = 2 ×30=60 мм;

d4 = m3,4,5,6 ×z4 = 2 × 42 =84 мм;

d5 = m3,4,5,6 ×z5 = 2 × 24= 48 мм;

d6 = m3,4,5,6 ×z6 = 2×48 = 96 м;

d7 = m7,8,9,10 ×z7 = 2,5 × 38 = 95 мм;

d8 = m7,8,9,10 ×z8 = 2,5×38 = 95 мм;

d7 = m7,8,9,10 ×z7 = 2,5 × 38 = 95 мм;

d9 = m7,8,9,10 ×z8 = 2,5×20 = 50 мм.

d10 = m7,8,9,10 ×z7 = 2,5 × 56 = 140 мм;

d11 = m11,12,13,14 ×z8 = 3,5×70 = 245 мм.

d12 = m11,12,13,14 ×z7 = 3,5 × 35 = 122,5 мм;

d13 = m11,12,13,14 ×z8 = 3,5×21 = 73,5 мм.

d14 = m11,12,13,14 ×z8 = 3,5×84 = 294 мм.


Определение ширины колес.

b= ψа × аw , где ψа = 0,1

b w1 = ψа × а1-2 = 0,1 × 72 = 7,2 мм; примем 8 мм

b w1’ = ψа × а1-3 = 0,1 × 95= 9,5 мм; примем 10 мм

b w2 = ψа × а2-3 = 0,1 × 183,75= 18,4 мм; примем 19 мм




Расчёт вала на прочность

7.1 Расчет валов на прочность.

Выполним расчет на прочность предпоследнего вала (смотри чертёж). Силы в зацеплении:

Ft8=2T3∙103d8=2∙81,71∙10395= 1720 Н

Fr8=Ft48∙cosαw=1720∙cos20°= 702 Н

где αw-угол зацепления по ГОСТ 13755-81

Ft13=2T3∙103d13=2∙81,71∙10373,5= 2223 Н

Fr13=Ft7∙cosαw=2223∙cos20°= 907 Н

l1=116 мм

l2=161 мм

l3=33 мм

Определим нагрузку в опорах.

Вертикальная плоскость.

=


=


Горизонтальная плоскость.


=


Находим изгибающий момент в горизонтальной плоскости.

0<x<l1

My(x)=Ray*x

My(0)=0

My(l1)=Ray* l1=343*116=39,8*10 3 Н*м

l1<х<(l1+l2)

My(x)=Ray*x-Fr2*(x-l1)

My(l1+l2)=Ray*(l1+l2)-Fr8*l2=343*(116+161)-702*161=-18*10 3 Н*м

My(х)=Ray*x-Fr8*(x-l1)+Fr13*(х-(l1+l2))

(l1+l2)<x<(l1+l2+l3)

My(l1+l2+l3)=Ray*(l1+l2+l3)-Fr8*(l2+l3)+Fr13*l3=0

Находим изгибающий момент в вертикальной плоскости.

0<х<l1

Mx(x)=-Rax*l1

Mx(0)=0

Mx(l1)=Rax*l1=-840*161=-135,2*10 3 Н*м

l1<х<(l1+l2)

Mx(x)=Rax*x+Ft8*(x-l1)

Mx(l1+l2)=Rax*(l1+l2)+Ft8*l2=-840*(116+161)+1720*161=44,2*10 3 Н*м

(l1+l2)<х<(l1+l2+l3)

Mx(х)=Rаx*x+Ft8*(x-l1)-Ft13*(х-(l1+l2))

Mx(l1+l2+l3)=Rаx*(l1+l2+l3)+Ft2*(l2+l3)-Ft7*l3 =0



Суммарный изгибающий момент

М=

0<X<l1

М(0)=0

l1<X<(l1+l2)

М(l1)==141*103 Н*м

М(l1+l2)==47,7*103 Н*м

(l1+l2)<X<(l1+l2+l3)

М(l1+l2+l3)=0



Рис. 6




Опасным сечением является место расположения колеса 7


Максимальный изгибающий момент М=141 x103 Нм

Крутящий момент Т=81,71 Нм

W=

Wк=

W=мм3

Wк= мм3

Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу

(σа= σmаx, σм=0),

а касательные напряжения- по пульсирующему циклу

(а= м =0,5 х ).

Материал вала - сталь 45(σт=500 МПа, σв=750 МПа, σ-1=330 МПа,

-1=180 МПа).

Рассмотрим сечение

а=м=0,5 х =103 x Т/(2 x WK)

а=м =(81,71 х 103)/(2 х8414)=4,85 МПа

σа=103 х М/W



σа =(141 х 103)/4207=35,5 МПа

Запас прочности рассчитывается по формуле:

S=

S =

S =

где:

σ -1D и -1D пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

σ -1D = σ -1σD

-1D = -1 D

КσD=

КD=

где:

К и К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Кdσ и Кd - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

КFσ и КF - коэффициенты влияния качества поверхности

Кν - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

К =2,3 К=2,15 [2,таб.10.10]:

Кdσ = Кd=0,85 [2, таб.10.7]:

КFσ =0,85 КF=0,9 [2,таб.10.8]:

Кν =2,5 [2,таб.10.9]:



КσD=

КD=

σ -1D = 330 /1,15=287

-1D = 180 /1,06=170

D=/KD

где:

D- коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений

D=0,09/1,06=0,085

S =

S =

S=

Так как [S]=1,5÷2,0 то условие прочности выполняется


7.4 Проверка подшипников на грузоподъемность

проведем расчет для третьего вала.

Наиболее нагруженной опорой является опора А.

Выбираем подшипник №106-шарикоподшипник радиальный однорядный.

С=13300 Н



С0=6800Н

Требуемый ресурс Lh=10000ч

Нагрузка в опоре А:

Находим Х=1 и Y=0

Эквивалентная нагрузка:

P=(X х V х Fr+Y х Fв) х Kσ х Kτ

Р=(1х1х1584)х1,3х1=2059,2 Н

Эквивалентная долговечность:

Lhe=Lh х Khe=10000 х 0,125=1250часов

Требуемый ресурс на расчетном режиме:

Lе=60 х 10-6 х n х Lhe=60 х 106 х 200 х 1250=15 млн.об.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

Сr=P*=5789 H

С=6800Н

Сr<C

5789<6800.

Подшипник пригоден, так как расчетная динамическая грузоподъемность меньше требуемой.


7.5 Проверка подшипников на долговечность





Lh>Lhe 1258>1250 час


17.Расчёт ремённой передачи

Исходные денные: d2 = 109,6 мм.

d1 = 63 мм.

Рн=1,5 кВт

По диаграмме (Анурьев)выбираем тип ремня Z

Количество ремней определяется исходя из мощности электродвигателя и номинальной мощности, передаваемой одним ремнём для i = 1,8 и , мощность, передаваемая одним ремнём = 0,7 кВт (Анурьев стр. 748)


18 Расчет шпоночного соединения



h=8



l=80

d=50

МПа

МПа

шпоночное соединение удовлетворяет условию прочности.




17.Список использованной литературы


1. Проников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков-

Изд. 2-е. -Высшая школа, 1968, стр.1-431

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин:

Учеб. Пособие для машиностроит. спец. Вузов. 4-е изд., перераб. и

доп.- М.:Высш. шк., 1985-416с.

3. Анурьев В.М. справочник конструктора-машиностроителя.-

М.:Машиностроение, 1982.

4. Методические указания к лабораторным работам по курсам: Оборудование машиностроительного производства, Промышленное

оборудование, Металлорежущие станки и промышленные роботы /

Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост. Акмаев О.К. Уфа, 1999.-24с.




Скачать файл (523.1 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации