loading="lazy" src="https://xreferat.com/image/94/1307111575_123.gif" alt="" width="2048" height="565" align="ABSMIDDLE" />

Площадь сечения ремней

A = A₁Z

A = 1383 = 414 мм

Натяжение от центробежных сил

F_ц = 10^-3ρAV² , где

Плотность ремней ρ = 1,25 ^Г/_см3

F_ц = 10^-31,254144² = 8,28 Н

Натяжение ветвей при работе

F₁ = F_t+F_ц

F₂ = F_t+F_ц

F₁ = 1189+8,28 = 1490,13 H

F₂ = 1189+8,28 = 301,13 H

Натяжение ветвей в покое

F₀ = 0,5(F₁+F₂)-xF_ц , где

коэффициент x = 0,2

F₀ = 0,5(1490,13+301,13)-0,28,28 = 893,974 H

Силы действующие на валы при работе передачи

F_a = 1774,7 H

Силы действующие на валы в покое

F_a0 = 2F₀sin

F_a0 = 2·893,974 ·sin 1787,9 H

Размеры профиля канавок на шкивах

(выбираются по табл. 9.20)

H = 15

B(b) = 4,2

t = 19

f = 12,5

φ = 34°…40°

Наружный диаметр шкивов

d_e1 = d_e2 = d_p1,2+2b

d_e1,2 = 168+24,2 = 176,4 мм

Внутренний диаметр шкивов

d_f1 = d_f2 = d_e1,2 –2H

d_f1,2 = 176,4 - 215 = 146,4 мм

Ширина ремня

B = Zt

B = 319 = 57 мм

Ширина шкива

M = 2f+(Z-1)t

M = 212,5+(3-1)19 = 63 мм

Определение геометрических параметров

d_i =

d_ai = d_i+2m

d_ti = d_i-2,5m

b = ψbdd_i

d₁ =мм

d_a1 = 82,5+22,75 = 88 мм

d_t1 = 82,5-2,52,75 = 75,625 мм

b₁ = 0,382,5 = 24,75 мм

d₂ = мм

d_a2 = 115,5+22,75 = 121 мм

d_t2 = 115,5-2,52,75 = 108,625 мм

b₂ = 0,3115,5 = 34,65 мм

d₃ = мм

d_a3 = 66+22,75 = 71,5 мм

d_t3 = 66-2,52,75 = 59,125 мм

b₃ = 0,366 = 19,8 мм

d₄ = мм

d_a4 = 132+22,75 = 137,5 мм

d_t4 = 132-2,52,75 = 125,125 мм

b₄ = 0,3132 = 39,6 мм

d₅ =мм

d_a5 = 82,5+2·2,75 = 88 мм

d_t5 = 82,5-2,5·2,75 = 75,625 мм

b₅ = 0,3·82,5 = 24,75 мм

d₆ = мм

d_a6 = 115,5+2·2,75 = 121 мм

d_t6 = 115,5-2,5·2,75 = 108,625 мм

b₆ = 0,3·115,5 = 34,65 мм

aw = 99 мм (для всех колёс)

dt

di

da

Определение усилий действующих в зацеплении

T_эл = 51,103 Hм

H

H

T₁ = T_I = 75,7 Hм

H

H

Выбор и расчёт муфты

Электромагнитная фрикционная муфта с контактным токоподводом и постоянным числом дисков тип ЭТМ…2.

=1,3…1,75 коэффициент сцепления

[P]_p – удельное давление

[P]_p=[P]Kv

Kv =

Vcp =

Дср =

f = 0,25…0,4 (сталь феродо)-сухие

[P] = 0,25…0,3 Мпа –сухие

T = 75,7 H/м

i = 2Zнар = 23 = 6

n = 337,75 об/мин

Дн = 53 мм

Дв = 45 мм

Дср =

Vcp =

P =

Kv =

Kv  1

[P]_p = 4,170,9 = 3,75

P<[P]_p

Расчёт валов на статическую прочность

Расчёт вала I

Ft2 = 1239 H

Ft3 = 2336 H

Fr2 = 451 H

Fr3 = 850,4 H

T = 75,7Hм

Ст 45 термообработка, улучшение

 МAг = 0

Бг =

 МБг = 0

Аг =

 МАв = 0

Бв =

 МБв = 0

Ав =

Определение наибольшего изгибающего и вращающего моментов в опасном сечении

Принимаем

По эпюрам и реакциям находим максимальный изгибающий момент.

Tmax = 1,5T = 1,575,7 = 113,55 Hм

Определение эквивалентного напряжения в опасном сечении

По эмперической теории прочности

экв =

запас прочности по пределу текучести в опасном сечении

для стали 45

НВ200 _Т = 280Мпа

Расчёт вала II

Ft4 = 850,4 H

Ft4 = 2336 H

R = 1189 H

T = 147,8 Hм

Ст 45 термообработка, улучшение

 МAг = 0

Бг =

Аг = F_r4 – Бг + R = 850,4-1746+1189=293,4

 МАв = 0

Бв =

Ав = -F_t4 + Бв = 511-2336=-1825

Определение наибольшего изгибающего и вращающего моментов в опасном сечении

Принимаем

По эпюрам и реакциям находим максимальный изгибающий момент.

Tmax = 1,5T = 1,5147,8 = 221,7 Hм

Определение эквивалентного напряжения в опасном сечении

По эмперической теории прочности

экв =

запас прочности по пределу текучести в опасном сечении

для стали 45

НВ200 _Т = 280Мпа

Расчёт на сопротивление усталости вала II

имеем 2 опасных сечения (I и II)

М_{Г I} = А_Г0,035 = 293,40,035 = 10,3 Hм

М_{Г II} = Ft0,05 = 11890,05 = 59,45 Hм

М_{В I} = А_В0,035 = 18250,035 = 63,8 Hм

Суммарные значения изгибающих моментов

Определение нормального напряжения в опасных сечениях

 = 0,5(Kv-1) = 0,5(1,2-1) = 0,1

dв = 45мм

Wu_I =

Wu_II =

Мпа

Мпа

_m = 0 (для симметричного цикла)

Определение касательных напряжений

_а = _m =

Wk =

_аI = _mI = МПа

_аII = _mII = Мпа

Расчёт эффективного концентратора напряжения

I  = 0,83  = 0,77 (dв=45мм)

II  = 0,83  = 0,77 (dв=45мм)

1,25

I  /обточка в = 560 Kп = Kп = 1,05

0,32

II  /шлифование в = 560 Kп = Kп = 1,0

I в = 560 и шпоночная канавка

K = 1,76

K = 1,54

II в = 560

Определение запаса прочности по усталости

_ = _ = 0

n_min = 1,5…1,8

Расчёт подшипников на долговечность

Расчёт подшипников на валу I

Влевой и правой опорах шариковый радиальный подшипник

 вала = 35мм

n = 1000 об/мин

долговечность L_10h = 1010³часов

Расчёт опоры

1)Шариковый радиальный средней серии 307

dDB = 358021

C_r = 26200

2)Находим эквивалентную нагрузку

P_E = (XVF_r + Y_Fa)K_TK_

K_ = 1,3

V = 1 (при вращающемся вале)

K_T = 1 (t<100)

Опора воспринимает только радиальную нагрузку

F_r = R₁ = 1239 H

т.к. F_a = 0 то, и это < e, где e величина >0

и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1

P_E = (111239 +0)11,3=1610,7 Н

3)Определение динамической грузоподъёмности

р = 3 (т.к. подшипник шариковый)

С_требr

Запас прочности удовлетворительный

Расчёт подшипников на валу II

В левой опоре шариковый радиальный подшипник серии 308

 вала=40мм

В правой опоре шариковый радиальный подшипник серии 309  вала=50мм

Расчёт левой опоры

n = 1000 об/мин

долговечность L_10h = 1010³ часов

1) шариковый радиальный подшипник серии 308

dDB = 409023

C_r = 33200

2)Находим эквивалентную нагрузку

P_E = (XVF_r + Y_Fa)K_TK_

K_ = 1,3

V = 1 (при вращающемся вале)

K_T = 1 (t<100)

Опора воспринимает только радиальную нагрузку

F_r = R₃ = 2336 H

т.к. F_a = 0 то, и это < e, где e величина >0

и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1

P_E = (112336 +0)11,3=3036,8 Н

3)Определение динамической грузоподъёмности

р = 3 (т.к. подшипник шариковый)

С_требr

Запас прочности удовлетворительный

Расчёт правой опоры

n = 1000 об/мин

долговечность L_10h = 1010³ часов

1) шариковый радиальный подшипник серии 309

dDB = 4510025

C_r = 41000

2)Находим эквивалентную нагрузку

P_E = (XVF_r + Y_Fa)K_TK_

K_ = 1,3

V = 1 (при вращающемся вале)

K_T = 1 (t<100)

Опора воспринимает только радиальную нагрузку

F_r = R₄ = 2336 H

т.к. F_a = 0 то, и это < e, где e величина >0

и называется коэффициентом осевого нагружения, товсегда Х=1

P_E = (112336 +0)11,3=3036,8 Н

3)Определение динамической грузоподъёмности

р = 3 (т.к. подшипник шариковый)

С_требr

Запас прочности удовлетворительный

Расчёт шлицевых и шпоночных соединений

Для вала I

Расчёт шлицевого соединения

Условие прочности на смятие:

 =0,75 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий на рабочих поверхностях зубьев)

Площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины:

Рабочая длина зуба l=210мм

Для вала II

Расчёт шпоночного соединения

D = 40мм k = 3,5мм l = 40мм

[M_{кр max}] = 0,510^-3dkl[_см] = 0,510^-3403,54084 =235,2Нм 235,2Нм >43,7Нм

Расчёт механизма управления

arcsin /2 = Ѕ хода/радиуса

2a – перемещение камня в пазе блока зубчатых колёс

R = A₁+a

А1 – расстояние от оси вала зубчатого колеса до оси поворота рычага

а – половина высоты дуги, описываемой осью камня, при перемещении зубчатого колеса из одного крайнего положения в другое.

R = 94 + 2 = 96мм

Введение

Коробка скоростей двухступенчатая с передвижными зубчатыми колёсами.

Данная коробка скоростей рассчитана и спроектирована Тулаевым Петром Алексеевичем.

Она предназначена для ступенчатого изменения частоты вращения выходного вала и передачи вращательного момента электродвигателя на шкив передней бабки высокоточных металлорежущих станков, но может быть использована и в приводах других машин.

Вращательный момент сообщает индивидуальный электродвигатель 4А132S6У3 тип исполнения М300

( Р = 5,5кВт, п = 965 мин^-1 ). Зубчатое колесо 28 (лист 1) вращается электродвигателем и сообщает вращательный момент колесу 21 (лист 1), которое через электромагнитную муфту 45 (лист 1)передаёт его на шлицевой вал 22 (лист 1), далее через коробку передач, шкив 15 (лист 1) и клиновыми ремнями передаётся на шкив передней бабки станка.

В связи с жёсткими требованиями предъявляемыми к высокоточным станкам, коробка скоростей располагается отдельно от станка внутри тумбы на специальной плите рядом с передней бабкой. Так как вибрация от электродвигателя и коробки скоростей неблагоприятно влияет на процесс резания, вращательный момент передаётся на станок при помощи клиновых ремней.

Содержание

1. Введение, описание конструкции

2. Выбор двигателя, кинематический расчёт

3. Итоговая таблица

4. Расчёт прямозубой цилиндрической передачи

5. Расчёт клиноремённой передачи

6. Определение геометрических параметров

7. Определение усилий действующих в зацеплении

8. Выбор и расчёт муфты

9. Схема загрузки валов в аксонометрии

10. Расчёт валов на статическую прочность

11. Расчёт на сопротивление усталости вала II

12. Расчёт подшипников на долговечность

13. Расчёт шлицевых и шпоночных соединений

14. Расчёт механизма управления

15. Список используемой литературы

16. Спецификация

Список используемой литературы

1. «Детали машин» атлас конструкций, Решетов Д.Н. I,II часть 1992г.

2. «Детали машин» курсовое проектирование учебное пособие для техникумов, Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 1984г.

3. «Конструирование узлов и деталей машин» учебное пособие для студентов машиностроительных специальных вузов, Дунаев П.Ф. 1978г.

4. «Справочник по муфтам», Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. 1979г.

5. «Справочник по муфтам», Ряховский О.А., Иванов С.С. 1991г.

6. «Технология Машиностроения» (специальная часть) учебник для студентов машиностроительных специальных вузов, Гусев А.А., Ковальчук Е.Р., Колесов И.М., Латышев Н.Г., Тимирязев В.А., Чарнко Д.В. 1986г.

7. «Крышки подшипников, конструкции и размеры» методичка №390, Степанов А.А. 1994г.

8. «Муфты соединительные компенсирующие, конструкции и размеры» методичка №301, Степанов А.А. 1994г.

0