Спроектировать привод к токарному станку.

Содержание Задание 1 1. Кинематический расчёт привода 2 1.1 Общее передаточное число 2 1.2. Частота вращения валов 2 1.3. Угловые скорости валов 3 1.4. Крутящие моменты на валах редуктора 3 2. Расчёт зубчатых передач 4 2.1. Выбор материалов зубчатых колёс и термической обработки 4 2.2. Допускаемые напряжения [9, с. 8] 4 2.2.1. Допускаемые контактные напряжения 4 2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба 5 2.3. Проектный расчёт на контактную прочность второй ступени (тихоходной) ..............................................................................................................................6 2.3.1. Межосевое расстояние второй ступени: 6 2.3.2. Модуль зацепления второй ступени: 6 2.3.3. Числа зубьев второй ступени: 6 2.3.4. Фактическое передаточное число второй ступени: 7 2.3.5. Геометрические параметры зацепления второй ступени 7 2.3.6. Проверочный расчет второй ступени 8 2.3.6.1. Окружная скорость второй ступени: 8 2.3.6.2. Коэффициент расчетной нагрузки второй ступени: 9 2.3.6.3. Силы, действующие в зацеплении второй ступени: 9 2.3.6.4. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба второй ступени: 9 2.3.6.5. Коэффициент расчетной нагрузки второй ступени: 10 2.3.6.6. Силы, действующие в зацеплении второй ступени: 10 2.3.6.7. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба второй ступени: 11 2.4. Проектный расчёт на контактную прочность первой ступени (быстроходной) 11 2.4.1. Межосевое расстояние первой ступени: 11 2.4.2. Модуль зацепления первой ступени: 12 2.4.3. Числа зубьев первой ступени. 12 2.4.4. Фактическое передаточное число первой ступени: 12 2.4.5. Геометрические параметры зацепления первой ступени 12 2.4.6. Проверочный расчет первой ступени 13 2.4.6.1. Окружная скорость первой ступени: 13 2.4.6.2. Коэффициент расчетной нагрузки первой ступени 13 2.4.6.3. Силы, действующие в зацеплении первой ступени 13 2.4.6.4. Проверка прочности зубьев первой ступени на изгиб 14 3. Проектный расчёт валов на прочность 14 3.1. Выбор материала валов 14 3.2. Выбор допускаемых напряжений 14 3.3. Определение геометрических параметров ступеней ведущего вала 15 3.4. Определение геометрических параметров ступеней промежуточного вала 15 3.5. Определение геометрических параметров ступеней ведомого вала 16 4. Расчёт конструктивных элементов зубчатых колес 16 4.1. Колесо первой ступени 17 4.2. Колесо второй ступени 18 5. Расчёт элементов корпуса и крышки редуктора 18 6. Компоновка редуктора 20 7. Подбор и проверка прочности шпонок 20 7.1. Подбор и проверка прочности шпонок на ведущем валу 21 7.1.1. Шпонка на выходном конце ведущего вала под полумуфту 21 7.1.2. Шпонка под шестерней на ведущем валу 21 7.2. Подбор и проверка прочности шпонок на промежуточном валу 22 7.2.1. Шпонка под колесом первой ступени 22 7.2.2. Шпонка под шестерней второй ступени 22 7.3. Подбор и проверка прочности шпонок на ведомом валу 23 7.3.1. Шпонка на выходном конце ведомого вала под ведущей шкивом 23 7.3.2. Шпонка под колесом второй ступени 23 8. Подбор и проверка подшипников качения 23 9. Система смазки редуктора 30 10. Вбор муфты 31 11. Список литературы 32 Содержание

RA Fn1 RB Рис. 8. Расчетная схема ведущего вала Эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник по более нагруженной опоре А: где V = 1,0 [9, с. 26] (вращается внутреннее кольцо); = 1,3 [9, табл. 8.1, с. 27] (редукторы, зубчатая передача); КТ = 1,0 [9, табл. 8.2, с. 27] (t0 < 100 0C). Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника: . По этой величине и диаметру вала под подшипники d = d1``= 25 мм, выбираю подшипники серии № 305 , имеющие Стабл = 17,6 кН и размеры: d x D x B = 25 х 62 х 17 [9, табл. П.3, с. 74]. 8.2. Промежуточный вал RA Fn1 Fn2 RB Рис. 9. Расчетная схема промежуточного вала Реакции опор: Эквивалентная нагрузка по более нагруженной опоре B: Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника: По этой величине и диаметру вала под подшипники d = d2``= 25 мм, выбираю подшипники серии № 405 имеющие Стабл = 29,2 кН и размеры: d x D x B = 25 х 80 х 21.0 [9, табл. П.3, с. 75]. 8.3. Ведомый вал RA Fn2 RB Рис. 10. Расчетная схема ведомого вала Реакции опор: Эквивалентная нагрузка на более нагруженной опоре B: Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника: По этой величине и диаметру вала d = d3``= 40 мм подбираю подшипники серии № 108, имеющие Стабл = 16.5 кH и размеры: d x D x B = 40 х 68 х 14.0 [9, табл. П.3, с. 74]. 9. РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ. 9.1. Конструирование ремённой передачи. 9.1.1. Порядок расчёта ременной передачи. Исходные данные (полученные из кинематического расчёта привода): Мощность на ведущем валу: N1 = 4 кВт; Частота вращения ведущего вала: n1 = 1410 об/мин.; Передаточное число ремённой передачи: U = 1,26. Рассчитываем крутящий момент на ведущем валу, затем выбираем по таблице сечение ремня и диаметр меньшего шкива: ; Н·мм. Принимаем: d1=180 мм; Сечение ремня S = 81 мм2, типа А. (ГОСТ 1284.1-80) Определяем диаметр большого шкива: ; мм. Принимаем из ряда d2=355мм 3) Уточняем передаточное число с учётом относительного скольжения: ξ ≈ 0,01: ; . Определяем расхождение от заданного U: (∆U / U) · 100% = ((|Uст – U|) / Uст) · 100% = (|1.26-1,26| / 1.26) · 100% = 0% 4) Проводим сравнение ; - условие выполняется. 5) Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния: ; т.к. U=1.26, то с=3; мм. Из ряда выберем мм. 6) Определяем ориентировочное значение длины ремня: ; . Из стандартного ряда длину ремня L принимаем: L=1600 мм. 7) Определяем скорость ремня: м/с. 8) Определяем число пробегов ремня в секунду: с-1 9) Определяем угол обхвата ремней малого шкива: . 10) Проводим проверку ; - условие выполняется. 11) Определяем окружную силу на шкивах: Н. 12) Определяем ориентировочное значение числа устанавливаемых ремней: ; где - допускаемое полезное напряжение, МПа; А1 – площадь поперечного сечения ремня; k0 – полезное напряжение ремня, МПа; ; где V – скорость ремня, м/с; ν – частота пробегов ремня; bh – ширина ремня по нейтральному слою; ku – коэффициент влияния передаточного числа; ca – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность; cp – коэффициент режима работы. . 13) Определяем силы, действующие на валы: , где А1 = 81м2, z =2, k0 = 3,1 МПа; - угол между ветвями ремня. Н. 14)Определяем ширину ремня, предварительно определив окружную силу: Принимаем 15) Определяем силу предварительного натяжения ремня: Определяем силу, действующую на вал: Максимальная начальная сила, действующая на вал, принимаем: 9.1.2. Конструирование шкивов ремённых передач. Шкивы ремённых передач изготавливают чаще всего литыми из чугуна. Для снижения инерциональных нагрузок шкивы высокоскоростных передач изготавливают из лёгких сплавов. При небольшом выпуске их изготавливают также сварными из стали. Шкивы быстроходных передач подвергают балансировки. При диаметре D≤300 шкивы выполняют с дисками без спиц, шкивы больших диаметров – с 4…6 спицами. Для шкивов с DH ≥ 250 мм диск конструируют в виде конуса, что способствует лучшему отводу газов при заливке формы металлом. Для удобства установки ремней шкивы передач должны быть консольными, иначе для смены ремня потребуется разборка узла. Поскольку в процессе работы ремень может вытягиваться, то в конструкции с ременной передачей необходимо предусматривать устройства для изменения межосевого расстояния. Для увеличения угла обхвата α1 рекомендуется ведомую ветвь передачи располагать вверху. Тогда за счет провисания ремня угол несколько увеличивается. В тех случаях, когда провисание ремней несущественно, для увеличения угла обхвата α1 рекомендуется применять дополнительный шкив, который может служить и натяжным устройством. Допуски на форму и расположение поверхностей можно назначать для шкивов ременной передачи, основываясь на рекомендациях, приведенных для колес зубчатых передач. de1,de2-наружные диаметры шкивов ;dp2,dp1-рабочие диаметры шкивов; М1,2=ширина ведущего и ведомого шкива; М1,2=(n-1)e+2f=44мм; de1=dp1+2b=180+2*6=192 мм; de2=dp2+2*b=355+2*6=367 мм; 10. Система смазки редуктора В редукторах общего назначения обычно применяют картерную систему смазки. Глубина корпуса (см. рис. 7): Назначаю Н = 170. Уровень масла: Внутренние размеры корпуса в плане: M = 536 мм = 53,6 см; L = 166 мм . Требуемый объем масла по условиям компоновки: V =; Марку масла выбирают по кинематической вязкости, которую, в свою очередь, назначают по окружной скорости 1-й ступени. При v1 = 5,65 м/с, назначаю масло И-Г-А-32ГОСТ 17479. [9, табл. 10.1, c. 35] В редуктор залить 5,87 л масла И-Г-А-32 ГОСТ 17479. 11. Вбор муфты Муфта дисковая без отжимных пружин . Эти муфты соединяют (или разъединяют) валы при достижении ведущим валом заданной угловой скорости. Служит для соединения со шкивом клиноремённой передачи. Список литературы Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е, перераб. и доп. М., «Машиностроение»,1972. Гжиров Р.И. Краткий справочник конструктора: Справочник – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние,1983. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 7-е изд., испр. – М.: Высш. шк., 2001. Левицкий В.С. Машиностроительное черчение: Учеб. для втузов – 2-е изд., испр. и доп. – М.: Высш. шк., 1994. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник. – М.: Машиностроение, 1983. Расчеты деталей машин / И.М.Чернин, А.В. Кузьмин, Г.М. Ицкович. 2-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Высш. шк., 1978. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1980. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. Костин В.Е., Щеглов Н.Д. Курсовое проектирование по деталям машин (расчет и конструирование цилиндрических зубчатых передач): Учеб. пособие / ВолгГТУ, Волгоград, 2004. l h k f А B Т3 b d f l B A А B а b с l Т1 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата 4 Лист