Курсовая работа (т): Привод главного движения токарного станка 16К20 для обрабатываемого материала сталь 50

. Динамический расчет коробки скоростей

Выбирается материал для валов сталь 45 с механическими свойствами 270НВ,  Н/мм2,  Н/мм2.

Крутящий момент на валу электродвигателя определяется по формуле

,(4.1)

где - мощность электродвигателя, кВт;

 - частота вращения вала электродвигателя, мин-1.

Н∙м.

Крутящие моменты на валах коробки скоростей определяются по формуле

,(4.2)

где - крутящий момент на предыдущем валу, Н∙м;

 - к. п. д. между i-ым и (i-1)-ым валами (коэффициент потери мощности);

 - наименьшее передаточное отношение межу i-ым и (i-1)-ым валами.

 Н∙м.

 Н∙м.

 Н∙м.

 Н∙м.

 Н∙м.

Производится предварительный расчет валов.

Минимальный диаметр вала определяется по формуле

,(4.3)

где - допускаемое напряжение на кручение, Н/мм2.

Для стальных валов  Н/мм2.

Диаметр выходного конца вала I по формуле (4.3)

мм.

Принимаем мм, диаметр вала под подшипником мм, диаметр вала под колесом мм.

Диаметр вала II под подшипником по формуле (4.3)

мм.

Принимаем мм, диаметр вала под колесом мм.

Диаметр вала III под подшипником по формуле (4.3)

мм.

Принимаем мм, диаметр вала под колесом мм.

Диаметр вала IV под подшипником по формуле (4.3)

мм.

Принимаем мм, диаметр вала под колесом мм.

Диаметр вала V определяется по формуле (4.3)

мм.

Принимаем мм, диаметр вала под подшипником мм, диаметр вала под колесом мм. Диаметр отверстия мм.

Для наиболее нагруженного вала производится проверочный расчет. Наиболее нагруженным является вал V, на котором крутящий момент .

Определяются силы зацепления для колеса .

Окружная сила в зацеплении определяется по формуле

,(4.4)

где - делительный диаметр колеса, м.

Н.

Радиальная сила в зацеплении определяется по формуле

,(4.5)

где - угол зацепления, принимается .

Н.

Определяются реакции опор в плоскости XZ.

.

.

Н.

.

.

Н.

Проверка  - верно.

Определяются реакции опор в плоскости YZ.

.

.

Н.

.

.

Н.

Проверка  - верно.

Определяем изгибающий момент в плоскости XZ.

 Н∙м.

Определяем изгибающий момент в плоскости YZ.

 Н∙м.

По полученным результатам строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Исходя из теории прочности, уточненный диаметр вала определяется по формуле

,(4.6)

где - коэффициент запаса прочности по пределу текучести;

 - суммарный момент на валу, Н×мм;

 - предел текучести материала вала, Н/мм2.

Суммарный момент определяется по формуле

,(4.7)

где - изгибающий момент на валу в месте посадки колеса с минимальным количеством зубьев, Н×м;

 - крутящий момент на валу, Н×м.

Рисунок 5 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов

По рисунку 1.4 и по формулам (4.6) и (4.7)

 Н×м.

мм.

Предварительно предполагалось, что вал шпинделя будет полым. Поэтому, определяется наружный диаметр полого вала, исходя из равенства полярных моментов сопротивления изгибу круглого и кольцевого поперечных сечений.

мм.

Диаметр наиболее нагруженного вала, определенный по формуле (4.6), оказался меньше диаметра этого же вала, определенного по формуле (4.3). Следовательно, все диаметры валов определенные предварительно остаются неизменными.

. Подбор подшипников

Для наиболее нагруженного вала подшипники подбираются расчетным способом.

Суммарные реакции в опорах

Н.

Н.

Подбирается подшипник по наиболее нагруженной опоре Б. Намечаются радиальные шариковые подшипники 205 (мм; мм; мм; кН; кН).

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

,(5.1)

где - коэффициент вращения;

 - коэффициент безопасности, учитывающий характер внешних нагрузок;

 - температурный коэффициент.

При скольжении внутреннего кольца , при использовании подшипников в металлорежущих станках , при нагреве подшипников до 1500С .

Н.

Номинальная долговечность подшипников в часах определяется по формуле

,(5.2)

гдеC - динамическая грузоподъемность по каталогу, Н;- частота вращения, мин-1;- показатель степени.

ч.

Для остальных валов принимаются:, II, III и IV валы - радиальные шариковые подшипники 204 (мм; мм; мм; кН; кН).

.Расчет шпоночных и шлицевых соединений

Шпоночные соединения применяются для колес, жестко посаженных на вал.

Выбираются призматические шпонки. Соединение призматическими шпонками проверяется на срез и смятие.

,(6.1)

где - крутящий момент на соответствующем валу, Н∙мм;- диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

 - рабочая длина шпонки, мм;- высота шпонки, мм;

 - глубина заделки шпонки в вал, мм;

 - допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2.

Для шпонки с плоскими торцами

,(6.2)

гдеl - длина шпонки, мм.

Длина шпонки принимается из стандартного ряда и на 3…5 мм меньше длины ступицы колеса.

При стальной ступице  Н/мм2.

Условие прочности на срез

,(6.3)

где - допускаемое напряжение на срез, Н/мм2.

Для стальных шпонок  Н/мм2.

Для вала II принимается: мм; мм; мм; мм; мм. Тогда по формулам (6.1) и (6.3) получается

 Н/мм.

 Н/мм2.

Для вала III принимается: мм; мм; мм; мм; мм. Тогда по формулам (6.1) и (6.3) получается

 Н/мм2.

 Н/мм2.

Для вала V принимается мм; мм; мм; мм; мм. Тогда по формулам (6.1) и (6.3) получается

 Н/мм2.

 Н/мм2.

Для всех валов условия  и  выполняются.

Шлицевые соединения позволяют перемещать детали вдоль вала, поэтому они применяются для подвижных блоков зубчатых колес.

Выбираются прямобочные шлицевые соединения и проверяются на смятие по формуле

,(6.4)

гдеz - число шлицев;

 - расчетная поверхность смятия, мм2;

 - средний радиус соединения, мм.

Расчетная поверхность смятия определяется по формуле

,(6.5)

гдеd - диаметр впадин зубьев вала, мм;- диаметр вершин зубьев вала, мм;- величина фаски зуба, мм;- длина поверхности контактов зубьев, мм.

Средний радиус соединения определяется по формуле

,(6.6)

Допускаемое напряжение для поверхностей шлицев, не подвергнутых специальной термической обработке,  Н/мм2. Если поверхности шлицев термически обработаны, то значение  увеличивается на 40…50%.

Для вала I выбирается шлицевое соединение с параметрами: мм; мм; ; мм; мм.