Расчет и проектирование коробки скоростей к операционному токарному станку
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «СТАНКИН»
КАФЕДРА ОСНОВ КОНСТРУИРОВАНИЯ МАШИН
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
На тему: Рассчитать и спроектировать коробку скоростей к операционному токарному станку.
Вариант 2/11
Выполнил: студент гр. ВТ-6-1 Тулаев П.А.
Проверил: Степанов А.А.
МОСКВА 2001
Z1
Z2
Z3
Z4
Z5
Z6



∅35
∅35
ЭМ
36X42
шлицы
∅45
∅45
I
II
III


∅40
Дано:
Твых max = 138 Hm
nmin = 340 мин –1
φ = 1,41
n0 = 1000 мин –1
Тип фрикционной муфты ЭМ
Тип передачи (U = 1) или муфты на выходном валу клиноремённая
Коробку установить на литой плите
Срок службы коробки tч = 12103 часов
Кинематический расчёт
Выбор электродвигателя
Т = 9550 р/п
Расчётная мощность на выходе
Рвых
=
Рэл’
=
побщ = п2оп п2пр
побщ
= 0, 9952
0, 982
0,
990025 0, 9604 = 0,
95082
Рэл’
=
(это в )
Тип двигателя : Тип исполнения:
4А132S6У3 М300
Р
н
= 5, 5 кВт
п0 = 1000
пп = 965 мин-1
-
<20%
- недогрузка
электродвигателя
=>
тип двигателя
выбран правильно
Определение частот вращения выходного вала
п1 min = 340 об/мин
п2 min = n1 φ = 340 1,41 = 479,4 об/мин
Определение общих передаточных чисел
Uобщ
1, 2
=
Uпр2
13
Uпр1
Uобщ
1
=
(1) = Uпр1Uпр2
Uобщ
2 =
(2) = Uпр1Uпр3
Выбор передаточных чисел отдельных пар
Uпр max = 4
Разбиение Uобщ по ступеням приводят к Uобщ min
Здесь можно выявить следующие пары:
=
Определение чисел зубьев прямозубых колёс
т.к.
aw
= const
Проверка частот вращения
-
-

-
%т
φ-
. к.
мм
– диаметры
шкивов на выходе
пz = min
30,965>24nII
при
ТII
и пII
ψbd
= 0,3 – рассчитываемая
передача
Определение мощности на валах
Рэл = 5,5 кВт
РI = Pэлηпрηоп = 5,50,980,995 = 5,36 кВт
РII = PIηпрηоп = 5,360,980,995 = 5,23 кВт
РIII = PIIηопηкл.р = 5,230,9950,96 = 4,995 кВт
Определение частот вращения валов
nI
= nH=
965
=
675,5 мин-1
nII1
= nI=
675,5
=
337,75 мин-1
nII2
= nI=
675,5
=
482,499 мин-1
nIII1 = nII1U = 337,75 мин-1
nIII2 = nII2U = 482,499 мин-1
Определение вращающих моментов
Т
= 9550
Тэл
= 9550=
9550
=
51,103 Hм
TI
= 9550=
9550
=
75,7 Hм
TII
= 9550=
9550
=
147,8 ≈ Tmax
= 138 Hм
Проектировочный расчёт валов
φ
φ
=
dbI
= 110=
32,8 мм
dbII
= 110=
38,8 мм
dbIII
= 110=
35,09 мм
Итоговая таблица
№ вала |
Pi |
ni |
Ti |
dbi |
Эл |
5,5 |
965 |
51,103 |
38 |
I |
5,36 |
337,75 |
75,7 |
32,830 |
II |
5,23 |
482,499 |
147,8 |
38,80 |
III |
4,995 |
482,499 |
138 |
35,08 |
Расчёт прямозубой цилиндрической передачи
т.к.
у шестерни Z3
наименьшее
число зубьев
(zmin),
то рассчитывать
будем её =
Проектировочный расчёт
а) на контактную выносливость
d1H
= Kd
Kd = 770 (сталь)
TI = 75,7 Нм
Ψbd = 0,3 – коэффициент ширины зуба
KHβ = 1,07 по таблице 1.5
HB > 350
>
6 (менее жёсткий
вал)
Cos β = 1 т.к. прямозубая цилиндрическая передача
далее по таблице 6.5
Ст40х + термическая обработка, закалка в ТВЧ
σНР = 900 МПа
σFP = 230 МПа
σНР = σНР’KHL = 9001 = 900МПа
NHO = 8107 циклов
NFO = 4106 циклов
t14=t24=
NHE = 60tчnI = 606103675,5 ≈ 24107 циклов
KHL
=
=
1
т.к. NHE > NHO, то KHL = 1
dIH
=
=
мм
mH
=
мм
б) на изгибную выносливость
mF
=
Km = 13,8 (сталь, прямозубая)
ТI = 75,7 Hм
Z3 = 24
Ψbd = 0,3
УF3 = Z3 и “Х” = 3,92 (по таблице)
σFp = σFp’KFL
KFL
=
1
KFβ = 1,15 по таблице 1. 5
Для постоянного режима
NFE = NHE = 24107
т.к. NFE>NF0, то KFL = 1
σFP = 2301 = 230 МПа
mF
= 13,82,7мм
mH = 2,55мм mF = 2,7мм
ГОСТ: 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5…
по ГОСТ выбираем 2,75мм
Проверочный расчет прямозубой передачи
а) на контактную выносливость
σН
= ZMZHZε
σHP
ZM = 192 (сталь-сталь)
ZH = 2,49 (x=0, β=0)
Z
-
ε =
εα
= = 1,88-3,2(
)
= 1,68
Z
-
ε =
dIII
=
b = ψbddI = 0,366 = 19,8 мм (принимаем b=20)
U
= 2
FtI
=
KHα = 1 (прямозубая передача)
KHβ = 1,07
KHv
=
FHv
= δHд0vb
δH = 0,014 (для прямозубой НВ>350 и без модификации)
д0 = 47 (для 7 й степени точности)
vI
=
aw
=
FHv
= 0,014472,3319,8=
213,5 H
KHv
= 1+
σH
= 1922,490,88МПа
730МПа < 900МПа
Расчет на изгибную выносливость
σF
= УFIУεУβ
σFP
УFI = 3,92
Уε = 1 (прямозубая)
Уβ = 1 (β=0)
FtI = 2336 H
b = 19,44 мм
m = 2,75 мм
KFα = 1(прямозубая)
KFβ = 1,15
KFv
= 1+
FFv
= δF
д0vIb
δF = 0,016 (прямые без модификации НВ>350)
FFv
= 0,016472,3320=
246 H
KFv
= 1+=
1,09
σF
= 3,9211=
205 МПа
205 МПа < 230 МПа
SF
=
=
1,12
Расчёт клиноремённой передачи
Тип ремня Б
Нормального сечения по ГОСТ 1284.1 и по ГОСТ 1284.3
Х
арактеристики
и размеры (по
таблице 9.13)
в0 = 17 мм
вр = 14 мм
h = 10,5 мм
А1 = 138 мм2
d1min = 125 мм
q = 0,18 кг/м
L = 800…6300 мм
Т1 = 50…150 Hм
Диаметры шкивов
мм
– диаметры
шкивов на выходе
округляем по табл. 9. 3 до значения 160 мм
dp1=dp2=160 мм
Ф
актическая
частота вращения
ведомого вала
n2 = 482.499 мин-1
Скорость ремня
V = 4 м/с
Окружная сила
Ft
=
=
1189 Н
Межосевое расстояние
мм
причём amin max , где
amin = 0,55(d1+d2)+h = 0,55(160+160)+10,5 = 186,5 мм
amax = 2(d1+d2) = 2(160+160) = 640 мм
Длина ремня
L ≈
L ≈ мм
Принимаем стандартную длину ремня по таблице 9.14
L
= 1000 мм
Окончательное межосевое расстояние
, где
λ = L - πdср = 497,6
dср
=
=
160 мм
= 0
мм
Наименьшее межосевое расстояние
(необходимое для монтажа ремня)
aнаим ≈ a – 0,01L ≈ 238,8 мм
Наибольшее межосевое расстояние
(необходимое для компенсации вытяжки ремня)
aнаиб ≈ a + 0,025L ≈ 273,8 мм
Коэффициент режима
Ср = 1 т.к. токарный станок (по табл. 9.9)
Угол обхвата ремня на малом шкиве
Коэффициент угла обхвата
Са = 1 (по табл. 9.15)
Частота пробегов ремня, С -1
i
=

i
=

Эквивалентный диаметр ведущего шкива
de
= d1Kи
, где
=1
=> de = 160 мм
приведённое полезное напряжение
[σF] = 2,5 МПа
Допускаемое полезное напряжение
[σF] = [σF]0CaCp = 2,51 = 2,5 МПа
Необходимое число клиновых ремней
Z’
=
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ремням
Сz = 0,95 (по табл. 9.19)
Число ремней
принимаем Z = 3
Коэффициент режима при односменной работе
Cp’ = 1 (по табл. 9.9)
Рабочий коэффициент тяги
Ψ = 0, 67CaCp’ = 0,6711 = 0,67
Коэффициент
m =