- •Оборудование автоматизированного машиностроительного производства
- •Введение
- •1. Организация курсового проектирования
- •1.1. Тематика и содержание курсового проекта
- •1.2. Последовательность выполнения курсового проекта
- •1.3. Содержание и оформление расчетно-пояснительной записки
- •1.4. Содержание и оформление графической части
- •2. Определение основных технических характеристик привода
- •2.1. Выбор базовой модели станка
- •2.2. Определение частот вращения шпиндельного вала
- •2.3. Предварительный выбор электродвигателя
- •3. Кинематический расчет привода
- •3.1. Типы передач приводов вращательного движения
- •3.2. Приводы с последовательно соединёнными передачами
- •3.3. Приводы с частичным перекрытием ступеней частот вращения
- •3.4. Приводы с выпадением ступеней частот вращения
- •3.5. Приводы сложенной структуры
- •3.6. Последовательность кинематического расчета привода
- •4. Проектные расчеты
- •4.1. Ориентировочный расчет валов
- •4.2. Расчет ременной передачи
- •4.3. Пример расчета клиноременной передачи
- •4.4. Проектный расчёт зубчатых передач
- •4.5. Пример расчета зубчатой передачи
- •4.6. Особенности конструкций элементов зубчатых передач
- •4.7. Предварительный выбор подшипников
- •4.8. Расчет и выбор шпоночных и шлицевых соединений
- •4.8.1. Расчет шпоночных соединений
- •4.8.2. Расчет шлицевых соединений
- •5. Разработка компоновочной схемы привода
- •6. Проверочные расчеты
- •6.1. Уточненный расчет валов
- •6.2. Пример расчета вала на усталостную прочность
- •6.3. Проверочный расчет зубчатых передач на усталость при изгибе
- •6.4. Проверка подшипников качения на долговечность
- •6.5. Пример определения долговечности подшипников
- •6.6. Расчет жесткости шпиндельного узла
- •7. Проектирование системы переключения передач
- •8. Выбор и расчет системы смазки
- •8.1. Классификация смазочных систем
- •8.2.Способы смазывания подшипников качения жидким материалом
- •8.3. Способы смазывания подшипников качения пластичным материалом
- •Список литературы
- •Приложение
6.3. Проверочный расчет зубчатых передач на усталость при изгибе
Напряжения изгиба определяются по формуле:
, МПа, (6.4)
где УF коэффициент прочности зубьев (см. приложение, табл. 11);
-
K= KF ·KF коэффициент нагрузки;
-
KF коэффициент концентрации нагрузки (там же, табл. 12);
-
КF коэффициент динамичности нагрузки (там же, табл. 13);
-
Т крутящий момент, действующий на колесо Н·м;
-
m модуль колеса, мм;
-
Z число зубьев рассчитываемого колеса;
-
bw ширина колеса (длина зуба), мм;
окружная сила, действующая на зуб, Н;
-
d диаметр начальной окружности, мм;
-
[F] допускаемые местные напряжения, МПа.
Допускаемое напряжение изгиба определяются по формуле:
МПа, (6.5)
где σF lim b – предел выносливости при изгибе (см. приложение, табл. 14);
-
[SF] – коэффициент безопасности.
[SF] = [SF]'·[SF]", (6.6)
где [SF]' – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала (см. приложение, табл. 4.13);
-
[SF]"– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок, [SF]"=1,0; для заготовок из проката, [SF]"=1,5; для литых заготовок, [SF]"=1,3.
Степень точности выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи (окружной скорости). Наибольшее распространение имеют передачи 6, 7, 8 и 9-й степеней точности (см. приложение, табл. 15).
Окружная скорость рассчитывается по формуле:
,м/с (6.7)
6.4. Проверка подшипников качения на долговечность
Проверка подшипников на долговечность состоит в определении номинальной долговечности в часах Lhрасч. и сравнении ее с требуемой Lhтреб.:
(6.8)
Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов определяется согласно формуле:
(6.9)
где С – динамическая грузоподъемность подшипника;
-
Р – эквивалентная нагрузка;
-
р – показатель степени, для шарикоподшипников р=3, для роликоподшипников р=10/3.
Номинальная долговечность в часах определяется по формуле:
(6.10)
где n – частота вращения вала, мин-1.
Для однорядных и двухрядных сферических радиальных шарикоподшипников, однорядных радиально-упорных шарикоподшипников эквивалентная нагрузка определяется по формулам:
P=(XVFr+YFa)KбKт;
P=VFrKбKт,
где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца, V = l;
-
при вращении наружного V = l,2;
-
Fa – осевая нагрузка.
-
Fr – радиальная нагрузка;
-
Значения X и Y см. в справочных таблицах;
-
Кб – коэффициент безопасности;
-
Кт – температурный коэффициент.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формуле:
S = e Fr.
Осевые нагрузки, действующие на радиально-упорные подшипники, определяют с учетом схемы действия внешних усилий в зависимости от относительного расположения подшипников.
По ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для зубчатых редукторов составляет Lhтреб. = 10000 ч.
6.5. Пример определения долговечности подшипников
При работе коробки скоростей возможны разные варианты нагружения вала, когда в зацеплении находятся различные пары колес. Анализируя эти варианты, для расчета выбирают случай, когда в зацеплении находится колесо, которое имеет наименьший делительный диаметр, передавая на вал наибольший крутящий момент. Исходя из этих соображений, составляется расчетная схема (рис.6.4) для определения сил, действующих в опорах.
При зацеплении цилиндрических прямозубых колес нормальное усилие раскладывается на две составляющие: окружное и радиальное усилия.
Окружное усилие:
Ft=T/d, Н
где Т- крутящий момент, Нм;
-
d- делительный диаметр колеса, м.
Радиальное усилие:
Fr= Fttg y, Н
где y- угол зацепления (у=20).
Рис. 6.4. Расчетная схема вала
Данные для расчета: Fa=749H, FM=986H, Ft=3286H, Fr=1227H, n=100 мин-1.
Реакции опор:
в плоскости XZ:
Проверка:
-
в плоскости YZ:
Проверка:
41-1227+1186=0
Суммарные реакции:
Подбирают подшипник по более нагруженной опоре №1.
Условное обозначение подшипника 310. Основные параметры: D=100мм, d=50мм, В=27мм, С=65,8кН, Со=36кН.
Отношение
Этой величине соответствует e=0,195
Отношение X=0,56, Y=2,2
Эквивалентная нагрузка по формуле:
H
Расчетная долговечность, млн. об по формуле :
Расчетная долговечность, ч по формуле :
ч
Полученное значение удовлетворяет условию минимальной долговечности подшипников.