Модернизация привода главного движения на базе станка 2Н135
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
>,
,
,
,
,
,
,
,
,
,
,
,
,
,
,
,
.
Полученные значения частот вращения округляем до стандартных величин и сводим в таблицу:
Таблица 1 - Частоты вращения
niЗначениеn1160мин-1n2200мин-1n3250мин-1n4315мин-1n5400мин-1n6500мин-1n7630мин-1n8800мин-1n91000мин-1n101250мин-1n111600мин-1n122000мин-1n132500мин-1n143150мин-1n154000мин-1n165000мин-1n176300мин-1n188000 мин-1
Строим график частот вращения для коробки скоростей, выбирая i - переда-точное отношение, соблюдая условия 1/4 i 2.
Рисунок 2 - График частот вращения
По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач в виде:
,
где m - число интервалов, на которые поднимается луч передачи (+) или опускается (-):
Для зубчатых передач:
На основании графика частот вращения составляем упрощенную кинематическую схему коробки скоростей:
Рисунок 3 - Упрощенная кинематическая схема коробки скоростей
По определенным передаточным отношениям определяем числа зубьев колес [2]. Результаты представим в виде таблицы.
Таблица 2 - Результаты подбора чисел зубьев колес
Обозначение колесаПередаточное числоЧисло зубьев колесаСумма зубьев в передачеz1153106z253z30,79447z459z50,6341z665z71,58878127z849z90,79456z1071z110,39736z1291z132100150z1450z150,2530z16120
Полученные значения чисел зубьев не окончательны и могут редактироваться в процессе выполнения дальнейших расчетов и построения чертежей.
Конструкторская часть. Кинематический расчет привода
Расчет ведем по методике, изложенной в [3].
Расчетная частота вращения шпинделя nрасч, мин-1 находится по формуле:
(13)
где nmin - минимальная частота вращения шпинделя;
nmax - максимальная частота вращения шпинделя;
Принимаем в качестве расчетной частоты стандартную ближайшую частоту вращения шпинделя nрасч=400мин-1.
По графику частот вращения определяем частоты каждого вала ni, мин-1
nI = nдв=2850 мин-1,
nII =2500мин-1,
nIII =2000мин-1,
nIV = 1600мин-1.
nV = 400мин-1.
Определяем мощность на валах Ni, кВт по формуле:
, (14)
где Ni-1 - мощность на предыдущем валу, кВт;
h1 - КПД пары подшипников качения, h1=0,995;
h2 - КПД прямозубых цилиндрических колес, h2=0,96;
h3 - КПД муфты, h3=0,98;
,
Находим крутящие моменты на валах Тi, по формуле:
, (15)
где Ni - мощность на i-ом валу, кВт;
ni - частота вращения i-го вала, мин-1.
Расчет зубчатых передач. Выбор материалов и термообработки
В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, с термообработкой - закалка плюс высокий отпуск (35…40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (50…52НRC). Механические свойства материала:
- для колеса: =1600 МПа, =1400 МПа, 480НВ (50HRC)
для шестерни: =1600 МПа, =1400 МПа, 600НВ (62HRC)
Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле:
где , МПа - базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса:
= 1,2 - коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев;
- коэффициент долговечности,
KHL=(17)
где - базовое число циклов нагружения;
- эквивалентное число циклов перемены напряжений, при:
- частота вращения тихоходного вала,
- число часов работы передачи за расчетный срок службы,
где Кгод, Ксут - коэффициенты использования передачи в году и в сутках,
L, годы - срок службы;
Тогда допускаемое контактное напряжение для колеса составит:
Так как передача является прямозубой, то дальнейший расчет будем производить по 875 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем по формуле:
, (18)
где - базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяемый для шестерни и колеса;
= 0,8 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи);
=2 - коэффициент безопасности;
- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения (по аналогии с принимаем =1), при базовом числе циклов перемены напряжений - для стали).
Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:
Определение размеров передач и зубчатых колес
Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния более нагруженной пары z15-z16 определяем по формуле:
;(19)
где Ка=490,
КHB=1,1 - выбирается по графику (3 рис.4.2.3а) в зависимости от
=
Т5=107,4H•м;
a=мм.
Определяем модуль, полагая его одинаковым для обеих пар колес:
m=2a/z, (20)
где z- суммарное число зубьев колес,
a - межосевое расстояние,
По ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=1,5.
Уточняем межосевое расстояние:
Определяем размеры венцов колес.
Делительные диаметры:
Диаметры вершин:
Диаметры впадин:
Ширина венцов колес:
принимаем ширину колеса bк =36 мм;
ширину шестерни bш=39 мм.
Аналогично определяем геометрические параметры остальных зубчатых передач