Металлорежушие станки
Содержание
1.Введение
2.Исходные данные
.Определение технической характеристики проектируемого станка
4.Разработка
кинематической схемы станка
4.1 Построение структурной сетки
.2 Построение диаграммы частот вращения
. Определение параметров передач
.1 Определение передаточных отношений
5.2 Определение чисел зубьев и диаметров шкивов
. Определяем диаметры шкивов ременной передачи
7. Проверочный расчет фактических частот вращения
. Определение мощности на валах
. Определение крутящего момента на валах
. Предварительный расчёт валов
. Расчет зубчатых колёс
.1 Расчёт межосевого расстояния
.2 Расчёт модулей
. Геометрический расчёт зубчатой передачи
.1 Нахождение делительного диаметра колёс
.2 Определение ширины венца зубчатых колёс
. Прочностные расчеты
.1 Расчёт вала на прочность
13.2 Расчет зубчатых передач на прочность
13.3 Расчетное значение контактного
напряжения
13.4 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
. Проверка подшипников на грузоподъемность
.1 Проверка подшипников на долговечность
. Расчёт шлицевого соединения
. Расчёт шпоночного соединения
.Расчёт ремённой передачи
.Список использованной литературы
1. Введение
При проектировании новых моделей станков необходимо учитывать повышение
технологических возможностей металлорежущего инструмента с применением
минералокерамики, твердых сплавов с износостойким покрытием, абразивных
инструментов из синтетического алмаза, эльбора и др. Решение стоящей перед
станкостроением задачи требует развития науки о станках и подготовки
высококвалифицированных специалистов в данной области.
Проектирование сложных агрегатов, какими являются современные
металлорежущие станки, производится, как правило, на основе имеющихся
прототипов или аналогичных конструктивных решений. При создании нового станка
используются отработанные и всесторонне испытанные конструкции почти всех его
основных узлов.
Конструирование станка начинают с подбора необходимы для выполнения
проекта чертежей, технических испытаний и других архивных материалов.
Одним из основных требований, которые предъявляются к современным
металлорежущим станкам, является точность их работы, т.е. стабильность
обеспечения станком заданной геометрической формы обработанной детали, качества
ее поверхности, определяющих основные параметры формы.
Проектирование металлорежущего станка начинается с разработки его
принципиальной схемы, которая должна определить принимаемый метод обработки,
возможность обработки с одной установки и ее последовательность, а также
необходимость и возможность применения многоинструментной обработки.
Теория металлорежущих станков - это, прежде всего, практическая наука,
направление её развития формируют технические требования к деталям машин,
которые выдвигает практика, с решением задач высокой производительности и
экономичности технологических операций. В связи с этим появилось много научных
подходов к исследованию процессов обработки металлов, конструкторских решений в
проектных работах по созданию новых и модификации существующего металлорежущего
оборудования, направлений развития станкостроения в целом, из них основные это,
прежде всего, разработка методов кинематического расчёта станков, методов
оценки и расчёта точности станков, методов исследований в области жёсткости
станков и элементов станка, методов расчёта механизмов и деталей станков; разработка
теории производительности и автоматизации станков, исследование и разработка
научных основ по динамике станков, исследования в области программного, в том
числе адаптивного управления станками, разработки методов расчёта станков на
надёжность, долговечность и износостойкость.
2. Исходные данные
металлорежущий станок вал подшипник
Тип станка - горизонтально-фрезерный консольный;
Диапазон регулирования Rn = 100;
Размерная характеристика станка: №0 (стол станка 200 х 800 мм);
Обрабатываемый материал: конструкционная сталь твердость НВ160…260;
Характер обработки: черновая;
Компоновка привода: раздельая;
Структура привода: нормальная;
Способ регулирования: ступенчатое;
Электродвигатель: двухскоростной;
Способ переключения скоростей: ручное;
Сборочная единица: шпиндельный узел с переборным устройствром.
Знаменатель ряда значений скоростей главного движения: =1,25 (принят как рекомендуемое
значение для фрезерных станков);
3. Определение технической
характеристики проектируемого станка
3.1 Анализ технических характеристик
станков, аналогичных проектируемому
Тип станка: фрезерный;
Основная размерная характеристика: стол 200 × 800 мм ;
Метод определения: статистический.
Таблица 1 - Технические характеристики станков
№ п/п
|
Обозначение станка
|
Основные технические
характеристики станка
|
|
|
стол, мм
|
nmах, мин
-1.
|
nmin, мин -1.
|
Z
|
PV, кВт
|
Изготовитель (поставщик)
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
1
|
6Т80
|
200 × 800
|
2240
|
50
|
-
|
3,0
|
Читинский
станкостроительный завод
|
2
|
67К25ПФ1
|
320 × 800
|
3150
|
63
|
-
|
3,0
|
ЕвроМаш-Сервис
|
3
|
6ДМ80Ш
|
200 × 800
|
4000
|
10
|
-
|
4,0
|
ПробСнабКомплект
|
4
|
6Т80Ш
|
200 × 800
|
2240
|
50
|
|
1,1
|
ПромРесурс
|
5
|
FU200
|
200 × 900
|
1400
|
18
|
-
|
2,2
|
Станкосервис-Тула
|
6
|
ВМ117МГ
|
200 × 800
|
2000
|
40
|
-
|
3,0
|
ПромРесурс
|
7
|
6Р80ШГ
|
200 × 800
|
2240
|
50
|
-
|
2,0
|
ГрупТорг
|
Расчетный наибольший диаметр:
dmax = (0,75 … 1,0) х В = (0,7 … 1,0) x 200 = 140 … 200 мм;
Принимаем dmax =
190 мм.
Расчетный наименьший диаметр:
dmin = ( 0,1 … 0,17) х dmax = ( 0,1 … 0,17) х 190 = 19 …32,3 мм;
Принимаем dmin =
30 мм.
Глубина резания
Принимаем t = 3 мм
Максимальная подача
Скорость
резания
Скорость
резания при обработке наименьшим диаметром фрезы
Максимальная
частота вращения
=4478
Проанализировав
аналогичные станки принимаем
Минимальная частота вращения :
Принимаем :
3.2 Определение ряда частот вращения
Определение числа ступеней частот вращения шпинделя:
Принимаем
z=24
Z=22х31х23х24=24
Принимаем
ряд частот вращения шпинделя:
n1 =
25; n2 =31,5; n3 =31,5; n4 = 50; n5
=63; n6 = 80; n7 = 100; n8 = 125; n9
= 160; n10 = 200; n11 = 250; n12 = 315; n13 = 400; n14 = 500;
|
n15 =
630; n16 = 800; n17 = 1000; n18 = 1250; n19
= 1600; n20 = 2000; n21 = 2500; n22 = 3150;
n23 = 4000; n24 = 5000;
|
3.3 Выбор электродвигателя
По ГОСТу 13859-68 выбираем двухскоростной электродвигатель АИС100LB-4/2 (мощность P = 3 кВт частота вращения n1 = 1430 об/мин,
n2 = 2850 об/мин).
4.
Разработка кинематической схемы станка
.1 Построение структурной сетки
Структурная формула станка:
Z=22х31х23х24=24
Р1=2 Р2=3 Р3=2 Р4=2
Х1=3 Х2=1 Х3=6 Х4=12
4.2 Построение диаграммы частот вращения
По структурной сетке построим диаграмму частот вращения, по которой можно
определить фактические частоты вращения и передаточные отношения передач в
группах.
Диаграмма
частот вращения
Рис.3 Диаграмма частот вращения привода главного движения
5. Определение параметров передач
.1 Определение передаточных отношений
Передаточное отношение ременной передачи:
Передаточное отношение ременной передачи переборного устройства:
Частные передаточные отношения зубчатых передач:
Группа I
Группа II
Группа перебора
5.2 Определение чисел зубьев и диаметров шкивов
Определяем методом наименьшего кратного
Группа I
Минимальный
предел чисел зубьев:
Z=18÷20 (все зубья умножаем на 3)
z1=30
z2=24
z3=27
z4=27
z5=24
z6=30
Группа II
Группа перебора
А6
+ b6 =1 +4 =5
А7
+ b7 =1 +4 =5
SZ =5
Минимальный
предел чисел зубьев:
Z=18÷20 (все зубья умножаем на 20)
z1=20
z2=80
z3=20
z4=80
6. Определяем диаметры шкивов ременной передачи
Для принятого в соответствии с ГОСТ 1284.3 - 80 диаметра меньшего шкива (d1 = 50 мм.) клиноремённой передачи (x = 0,02) диаметр d2 ,большего шкива:
;
Для
переборного устройства примем принятого в соответствии с ГОСТ 1284.3 - 80
диаметра меньшего и большего шкивов d1,2 = 112 мм, без учета проскальзывания i=1
7.
Проверочный расчет фактических частот вращения
Фактические частоты вращения шпинделя
Погрешности:
Допустимое
значение погрешности:
[Dn] =
10 Í (j - 1) = 10 Í (1,25 - 1) = 2,5 %;
Все
условия Dni < [Dn]
выполняются - число зубьев колёс, и диаметры шкивов подобраны - верно.
8. Определение мощности на валах
КПД элементов КC:
hз.з. = 0,98
- КПД зубчатого зацепления;
hп.к. = 0,995
- КПД подшипников качения;
hр.п. = 0,98
- КПД ремённой передачи;
Определяем мощности на валах:
РЭд =3 кВт;
= РЭд ×hр.п ×hп.к.2 = 3 ×0,98×0,995 2 =2,91 кВт;
= ×hз.з.×hп.к.2 = 2,91 ×0,99 ×0,995 2 = 2,85 кВт;
= ×hз.з.×hп.к.2 = 2,85 ×0,99 ×0,995 2 = 2,79 кВт;
= Р3 ×hр.п ×hп.к.2 = 2,79 ×0,98×0,995 2 =2,71 кВт;
= ×hз.з.×hп.к.2 = 2,71 ×0,99 ×0,995 2 = 2,66 кВт;
9. Определение крутящего момента на валах
, (Н×м);
где
np.i - частота вращения i-го
вала.
np.
для выходного вала от всего
диапазона регулирования для сверлильных станков:
Определяем
крутящие моменты на валах:
10. Предварительный расчёт валов
Приближённо определим диаметры валов по условию прочности для
среднеуглеродистой стали (σв = 5 ÷8 МПа) для напряжения τкр = 500÷285 кПа:
;
Ограничение
по жёсткости (для допускаемого угла закручивания [j] ≈ (4,4 ÷8,8) ×10-3 рад (~0,25 ÷ 0,5) 0 на 1 мм длины вала):
Так
как диапазоны минимально допустимых по условию жёсткости диаметров валов меньше
чем по условию прочности, принимаем за ориентировочный наименьший допускаемый -
диаметр по условию прочности. Округляем до стандартного значения по ГОСТ 12081
- 72 в сторону увеличения. Имеем: d1 = 25 мм; d2 = 30 мм; d3 = 35 мм.
11. Расчет зубчатых колёс
.1 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=1,2 - 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:
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:
11.2
Расчёт модулей
Расчёт
производим по следующей формуле:
, откуда:
;
Округляем
до ближайшего большего стандартного значения по ГОСТ 9563-60:
m1,2,3,4,5,6 = 3,0 мм;
m7,8,9,10 =2,25 мм;
Уточняем межосевое расстояние по формуле:
12. Геометрический расчёт зубчатой передачи
.1 Нахождение делительного диаметра колёс
Расчёт производим по следующей формуле:
d = m ×z;
d1 = m1,2,3,4,5,6×z1 =3 ×30 = 90 мм;
d2 = m1,2,3,4,5,6×z2 =3 ×24 =72 мм;
d3 = m1,2,3,4,5,6 ×z3 = 3 × 27 =81 мм;
d4 = m1,2,3,4,5,6 ×z4 = 3×27 =81 мм;
d5 = m12,3,4,5,6 ×z5 = 3 ×24 =72 мм;
d6 = m1,2,3,4,5,6 ×z6 = 3 ×30 =90 мм;
d7 = m1,2,3,4,5,6 ×z7 = 2,25×56=126 мм;
d8 = m1,2,3,4,5,6×z8 = 2,25×35=78,75 мм;
d9 = m7,8,9,10×z9 = 2,25×26=58,5 мм;
d10 = m7,8,9,10×z10 =2,25×65=146,25 мм;
12.2 Определение ширины венца зубчатых колёс
bW = ψba × aW = 0,1 × aW;
bWI = 0,1 × aWI-II = 0,1 × 81=8,1 мм.; Принимаем bWI =9 мм;
bWII = 0,1 × aWII-III = 0,1 ×102,375 =10,2 мм.; Принимаем bWII =11 мм;
13. Прочностные расчеты
.1 Расчёт вала на прочность
Определение реакций опор и изгибающих моментов на наиболее
нагруженном валу.
Силы в зацеплении:
755,5 Н
894,7 709,9 Н
где угол зацепления по ГОСТ 13755-81
2277 Н
2277 2165,5 Н
Определим нагрузку в опорах.
Вертикальная плоскость.
=
=
Горизонтальная плоскость.
=
Находим
изгибающий момент в горизонтальной плоскости.
0<x<l1
My(x)=Ray*xy(0)=0y(l1)=Ray* l1=269,9*58=15,6*10 3 Н*м
l1<х<(l1+l2)
My(x)=Ray*x-Fr8*(x-l1)y(l1+l2)=Ray*(l1+l2)-Fr8*l2=269,9*(58+78)-709,9*78=-18,7*10
3 Н*мy(х)=Ray*x-Fr8*(x-l1)+Fr9*(х-(l1+l2))
(l1+l2)<x<(l1+l2+l3)y(l1+l2+l3)=Ray*(l1+l2+l3)-Fr8*(l2+l3)+Fr9*l3=0
Находим изгибающий момент в вертикальной плоскости.
0<х<l1
Mx(x)=-Rax*l1
Mx(0)=0
Mx(l1)=Rax*l1=275,9*58=16*10 3 Н*м
l1<х<(l1+l2)
Mx(x)=Rax*x+Ft8*(x-l1)x(l1+l2)=Rax*(l1+l2)-Ft8*l2=275,9*(58+78)-755,5*78=-21,4*10 3
Н*м
(l1+l2)<х<(l1+l2+l3)
Mx(х)=Rаx*x-Ft8*(x-l1)+Ft9*(х-(l1+l2))
Mx(l1+l2+l3)=Rаx*(l1+l2+l3)+Ft8*(l2+l3)-Ft9*l3
=0
Суммарный изгибающий момент
М∑=
<X<l1
М∑(0)=0
l1<X<(l1+l2)
М∑(l1)==22,3*103
Н*м
М∑(l1+l2)==28,4*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∑=28,4 x103 Нм
Крутящий
момент Т=27,2 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 (tа= tм =0,5 х t).
Материал
вала - сталь 45(σт=500 МПа, σв=750 МПа,
σ-1=330
МПа, t-1=180
МПа).
Рассмотрим
сечение
tа=tм=0,5 х t=103 x Т/(2 x WK)
tа=tм =(27,2 х
103)/(2 х5298,7)=2,57 МПа
σа=103
х М/W
σа =(28,4 х
103)/2649,4=10,2 МПа
Запас
прочности рассчитывается по формуле:
S=
Ss =
St =
где:
σ -1D и t-1D пределы
выносливости вала в рассматриваемом сечении
σ -1D = σ -1 /КσD
t-1D =
t-1 /КtD
КσD=
КtD=
где:
Кs и Кt - эффективные
коэффициенты концентрации напряжений
Кdσ и Кdt - коэффициенты влияния абсолютных размеров
поперечного сечения
КFσ и КFt - коэффициенты влияния качества поверхности
Кν - коэффициент влияния поверхностного упрочнения
Кs =2,3 Кt=2,15 [2,таб.10.10]:
Кdσ = Кdt=0,85 [2, таб.10.7]:
КFσ =0,85 КFt=0,9 [2,таб.10.8]:
Кν =2,5 [2,таб.10.9]:
КσD=
КtD=
σ -1D = 330 /1,15=287
t-1D = 180 /1,06=170
ytD=yt/KtD
где:
ytD- коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого
сечения вала
yt - коэффициент чувствительности материала к асимметрии
цикла напряжений
ytD=0,09/1,06=0,085
Ss =
St =
S=
Так
как [S]=1,5÷2,0 то
условие прочности выполняется
.2 Расчет зубчатых передач на прочность
Выбор материала зубчатых колес
Материал колёс 40Х HRC 46÷48
термообработка улучшение и закалка ТВЧ
- твердость поверхности 46 .. 48 HRC;
- твердость сердцевины 240 .. 290 HB;
- предел текучести sт = 720 МПа.
Допускаемые контактное напряжения [s]H = 835 МПа;
Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле
[s]F = [s]F lim х YN х YR х YA / SF .
где [s]Flim
- предел выносливости при отнулевом цикле напряжений;
YN - коэффициент долговечности,
учитывающий влияние ресурса;
YR - коэффициент долговечности,
учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;
YA - коэффициент долговечности, учитывающий влияние двустороннего
приложения нагрузки - реверса; F - коэффициент запаса прочности.
[s]Flim определяем по эмпирической формуле
для способа обработки закалка ТВЧ сквозная:
[s]F lim = 450 МПа .
Коэффициент долговечности YN, учитывающий влияние ресурса
определим по формуле в зависимости от числа циклов нагружения:
,
при
условии
£ YN £ YNmax ,
где
NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой
усталости.
Для
напряжений изгиба:
NFG =
4 х 106
Т.к.
число циклов Nk нагружения больше NFG:по
сравнению другими колесами:
Nk =
95 х 107 > 4 х 106
принимаем:
YN = 1.
YR - коэффициент долговечности,
учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями
принимаем для зубошлифования:
YR = 1
YA - коэффициент долговечности, учитывающий влияние двустороннего
приложения нагрузки - реверса, для закаленных сталей и реверсирующей нагрузки:
YA = 0,75
Минимальное значение коэффициент запаса прочности SF:
F
= 1,7
Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:
[s]F=[s]Flim х YN х YR х YА / SF
= 450 х 1 х 1 х 0,75 / 1,7 = 198,53 МПа;
Расчет будем вести для той зубчатой пары ступени, которая обеспечивает
наибольшее передаточное отношение
Число зубьев шестерни:
z1 = 35.
Число зубьев колеса:
z2 = 56.
Максимальное передаточное число:
u1 = z2/ z1 = 56/ 35 = 1,6.
13.3 Расчетное значение контактного
напряжения
,
где Zs = 9600 МПа1/2 для прямозубых колес;
KH - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность.
Определим KH по
формуле:
KH = KHv х KHb х KHa
где KHv - коэффициент, учитывающий
внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов
зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса;
КHb - коэффициент, учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,
обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и
упругими деформациями валов, подшипников;
КHa - коэффициент, учитывающий
приработку зубьев.
KHv - принимаем в зависимости от степени точности передачи по
нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.
KHv = 1,09:
Коэффициент КHb определяем по формуле:
КHb = 1 + (КHb0 - 1) х КHw
где КHw -
коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости
от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью по табл.:
КHw = 0,9:
Коэффициент КHb:
КHb = 1 + (КHb0 - 1) х КHw = 1 + (1,11 - 1) х 0,9 = 1,1.
Коэффициент КH определяем по формуле :
КHa = 1 + (КHa0 - 1) х КHw
Начальное значение коэффициента KH0 распределения
нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления определяем в
зависимости от степени точности по нормам плавности, для прямозубых передач 7
степени точности:
КHa0 = 1 + 0,06 х (nст - 5), при 1£ КHa0 £1,25.
Вычислим значение коэффициентов:
КHa0 = 1 + 0,06 х (nст - 5) = 1 + 0,06 х (7 - 5) = 1,12.
КHa = 1 + (КHa0 - 1) х КHw = 1 + (1,12 - 1) х 0,9 = 1,11.
KH=KHv х KHb х KHa=1,09 х 1,1 х 1,11=1,33.
Определим расчетное контактное напряжение:
МПа.
Отклонение
расчетного контактного напряжения от допускаемого:
DsH = ([s]H - sH)/ [s]H х100%= (835 -653) /835х 100%= 17 %.
Расчетное
контактное напряжение меньше допускаемого на 17% <20 %, следовательно
параметры передачи оставляем без изменения.
13.4
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
,
где KF - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;
YFS6 - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию
напряжений для колеса ;
Yb -
коэффициент, учитывающий наклон зуба в косозубой передаче;
Ye -
коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
Определим KF по
формуле :
KF = KFv x KFb x KFa,
где KFv - коэффициент, учитывающий
внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов
зацепления шестерни и колеса;
KFa - коэффициент, учитывающий влияние
погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между
зубьями.
Значения KFv
принимают в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной
скорости и твердости рабочих поверхностей:
KFv =
1,09:
Значения KFa определяют так же, как при расчетах на контактную прочность:
KFa = КНβ0 = 1,12.
KFb = 0,18 + 0,82 x KHb0
KFb = 0,18 + 0,82 x 1,12 = 1,1F
= KFv x KFb x KFa = 1,09 x 1,09 * 1,12 =
1,33.
Значение коэффициента YFS2
определяем для z=56
YFS4
= 3,6:
Для прямозубой передачи :
Yb =1.
Ye =1.
Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса:
< [s]F = 242,6 МПа
< [s]F1 = 242,6
МПа
Напряжения
изгиба меньше, чем допускаемые - следовательно параметры передачи оставляем без
изменений.
14. Проверка подшипников на грузоподъемность
проведем расчет для второго вала.
Наиболее нагруженной опорой является опора В.
Выбираем подшипник №205-шарикоподшипник радиальный однорядный.
С=14000 Н
С0=6950 Н
Требуемый ресурс Lh=10000ч
Нагрузка в опоре В:
Находим Х=1 и Y=0
Эквивалентная нагрузка:
P=(X х V х Fr+Y х Fa) х Kσ х Kτ
Р=(1х1х1406,6)х1,3х1= 1827,8 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*=5138,4 H
С=14000
Н
Сr<C; 5138,8 < 14000.
Подшипник пригоден, так как расчетная динамическая грузоподъемность
меньше требуемой.
14.1 Проверка подшипников на долговечность
Lh>Lhe 1612>1250 час
15. Расчёт шличевого соединения
Проверим шлицевoе соединение. Шлицевое соединение считается на прочность
по следующей формуле:
Допускаемое
напряжение смятия =35 МПа
Так
как , то шлицевые соединения на промежуточном валу
удовлетворяют условию прочности.
16. Расчёт шпоночного соединения
Для Ø 35: b =10
мм. h = 8 мм. lр = 70 мм.
-
условие выполняется
17.Расчёт ремённой передачи
Исходные денные: d2 = 55,9 мм.
d1 = 50 мм.
Рн=3,0 кВт
Клиновая ременная передача:
При частоте вращения малого шкива d1 = 50 мм 2850 об/мин и передаваемой мощности 3 кВт
используется ремень с сечением В.
При частоте вращения малого шкива d1 = 50 мм 2850 об/мин и передаваемой мощности 3 кВт, при
передаточном отношении i=1,12,
мощность передаваемая одним ремнем Рp1 = 1,6 кВт
Число ремней необходимое для передачи мощности 3 кВт:
Принимаем
n = 2.
Список использованной литературы
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В
3-х т. Т. 2 - М.: Машиностроение, 1978. - 559 с.
2. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов «Конструирование узлов и
деталей машин» - М.: Высшая школа, 1985 - с.416.
3. Проников А.С. Расчет и
конструирование металлорежущих станков Изд. 2-е. Высшая школа, 1968, стр. 43
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.