Развёртка коробки скоростей

Значение NΣ определяется приближенно для частоты вращения шестерни n1 (мин-1) при максимальном крутящем моменте М1:NΣ= (55200…64400)n1Меньшее значение NΣпринимается для универсального станка, большее – для специального, тогда:NΣ =64400*200=1,3*107тогда:Условие σF=385≤ σFP=390, выполняется.3.3 Расчёт наиболее нагруженной зубчатой передачи на контактную выносливостьСреднее контактное напряжение, возникающее в местах контакта зубчатых колёс, определяем по формуле:где Ft - расчетная окружная сила, Н;KН - коэффициент расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям; b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм; d1 - диаметр делительной окружности шестерни, мм; u – передаточное число;ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления и определяемый по рис.2.32, в зависимости от угла наклона зубьев β и суммарного коэффициента смещения XΣ: ZH = 1,76 для прямозубых передач при угле зацепления α = 20° и XΣ = 0;Рис. 2.32. Коэффициент ZHZε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для прямозубых передач:где εα - коэффициент торцового перекрытияεα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosβ=(1,88-3,2(1/34+1/54))*cos0=1,73Коэффициенты: Zн = 1,76; ZЕ = 274МПа; Zε = 0,87; Кн = 1,4[2,стр.92,96]; – допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле:где: σНlim=1050– предел выносливости, зависящий от твёрдости зубьев и устанавливаемый по экспериментальным данным;SH= 1,2–коэффициент безопасности(запас прочности)[5, стр.87]. (Н/мм2);Так как условие не выполняется увеличим ширину колеса до 25 мм, тогда:условие контактной выносливостивыполняется3.4 Определение диаметров валов. Расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочностьДля изготовления валов коробки скоростей, согласно таблице 2.4[5,стр.51], используем сталь 20Х с пределом прочности σв = 650МПа. Отсюда получаем:;Предварительный расчет валов проводится по формуле:Диаметр валов рассчитываются приближенно по формулеГде М – крутящий момент, равный вращающему моменту на валу;[τк] = (0,025…0,03)∙σв = 16,25…19,5(МПа) – допускаемое напряжение кручения;Определение мощности на валах:NI = Nдв = 4 кВтNII = NI * f1 *f2 = 4*0,99*0,95=3,76кВтNIII = NII * f1 *f2=3,76*0,99*0,99=3,69 кВтNIV = NIII * f1 *f2=3,69*0,99*0,99=3,62 кВтNV = NIV * f1 *f2=3,62*0,99*0,99=3,55 кВтГде f1 - КПД зубчатых колесf2 - КПД подшипниковf3 - КПД ременной передачиВал 2.Принимаем Вал 3.Принимаем Вал 4.Принимаем Вал 5.Принимаем Т.к. первый вал вращается с высокой скоростью нагрузка нанём минимальная, IIIвал – промежуточный, исключаемего исходя из ранее сказанного, следовательно, на усталостную прочность рассчитываемIV-йвал.Необходимые значения длин на IV-ом валу для определения величин изгибающих и крутящих моментов берём из чертежаразвёртки коробки скоростей. Определим силы, действующие в зацеплении цилиндрической передачи:Определим реакции в опорахВертикальная плоскость.Горизонтальная плоскость:Определим реакции в опорахНа основании найденных реакций опор и действующих сил вычисляем моменты и эскизно строим эпюры(рисунок 8).Рисунок 8 – Эпюры моментов, действующих на валРасчёт вала на усталостную прочность производится по следующей формуле:,где: К1 и К2 = 1,5 – коэффициенты, учитывающие концентрацию напряжений в опасном сечении;S-1 = 2 – коэффициент запаса прочности для валов механизма станков;– предел выносливости при знакопеременном цикле,где: – предел прочности;W = 0,1∙d3 – момент сопротивления, где: d – диаметр вала, [см].Отдельно строится эпюра крутящих моментов МК. Затем рассчитывается результирующий изгибающий момент по формуле:,и эквивалентный момент:.Выражаем диаметр вала:Для изготовления валов коробки скоростей, согласно таблице 2.4[5,стр.51], используем сталь 20Х с пределом прочности σв = 650МПа. Отсюда получаем:;Рассчитанный диаметр не превышает принятого диаметра 25 мм, следовательно оставляем рассчитанные ранее значения.Расчёт подшипников не производим, принимая их условно, по конструктивным наработкам, но учитываем при этом в конструкции корпуса коробки скоростей возможную их замену на другие. В нашем случае для всех валов, кроме шпинделя, принимаем однорядные радиальные шарикоподшипники средней серии по ГОСТ 8338.4.Система смазкиСистема смазки в приводах станков предназначена для ввода в зону трения вращающихся деталей жидкого смазочного материала, с целью повышения долговечности контактирующих между собой деталей, снижая их износ и повышая КПД.В коробках скоростей станков токарной группы широко используются пластинчатые нерегулируемые насосы, которые получают вращение от первого вала редуктора через клиноременную передачу.Для гидравлической системы используем масло индустриальное 20 [5,стр.73].Станок-прототип имеет пять централизованных узлов смазки: первый узел – коробка скоростей, передач, подач; второй – фартук поперечного суппорта и поперечный суппорт; третий – фартук револьверного суппорта и револьверный суппорт; четвёртый – вспомогательный привод; пятый – задняя опора ходовых валов.К первому узлу смазка поступает от гидропривода через подпорный клапан, крестовину и подаётся в коробки скоростей, передач и подач. В два фрикциона и тормоз коробки скоростей смазка подаётся под давлением. На главные подшипники шпинделя смазка подаётся с дополнительной фильтрацией через фетровые прокладки. Масло из коробки скоростей сливается в общий бак, а из коробки передач – сначала в коробку подач, оттуда во вспомогательный привод и в общий бак.ЗаключениеПри выполнении данного курсового проекта поставленная задача была выполнена, спроектирована коробка скоростей токарно – револьверного станка по заданной структурной формуле.Спроектированная коробка скоростей кданному станку отвечает всем требованиям, предъявленным перед началом выполнения проекта, а также удовлетворяет технике безопасности станка, обслуживании данного узла, его ремонта и эксплуатации.Диапазон частот вращения привода главного движения соответствует данному типу станка – прототипа, но рассчитан в соответствии с заявленными исходными данными, т.е. для обработки жаропрочных металлов и сплавов диаметров не превышающих 200мм. Мощность привода главного движения рассчитана относительно заявленных требований и обеспечивает на всех частотах вращения шпинделя необходимые режимы резания.Построение графика частот вращения выполнено исходя из полученных данных, с учётом всех рекомендаций, изложенных в методических пособиях и справочной литературе.Передаточные отношения и числа зубьев зубчатых передач приняты согласно соответствующим стандартам в станкостроении.Кинематическая схема коробки скоростей разработана в строгом соблюдении межосевых расстояний между валами и расстояний для предотвращения «кинематических замков».Окружные скорости зацепления колёс не превышают допустимого значения и соответствуют нашему графику частот вращения.Аналитическая проверка точности кинематического расчёта показывает, что рассчитанные фактические частоты вращения лежат в допустимых пределах от нормальных частот вращения.Силовые расчёты зубчатых колёс спроектированной коробки скоростей удовлетворяют условиям выносливости поверхностей зубьев при изгибе и условиям контактной выносливости.Список используемой литературы1. «Металлорежущие станки: учебник для машиностроительных вузов» / Подред. В.Э.Пуша. – М.: Машиностроение, 1985 г., 256 с.2. «Режимы резания металлов. Справочник» / Под ред. Барановского Ю.В. – М.: Машиностроение. 1972г., 408 с.3.«Металлорежущие станки: комплекс учебно–методических материалов» / Ю.Н.Гондин, В.А. Колюнов, Б.В.Устинов; НГТУ, ч.2– Н.Новгород, 2009 г., 154 с.4.«Кинематика станков в примерах и задачах: учебное пособие для студентов» / В.Н. Евстигнеев, Т.А. Неделяеева; НГТУ, Н. Новгород 2004г., 213с.5.«Расчёт и конструирование приводов главного движения металлорежущих станков: учебное пособие для студентов высших учебных заведений» / В.Н. Евстигнеев, М.А. Китаева, Б.В. Устинов; НГТУ, Н.Новгород, 2009г., 270с.