- •Курсовой проект
- •Оглавление
- •Аннотация
- •Введение
- •1 Обзор конструкций горизонтальных многоцелевых станков
- •1.1 Станок горизонтально-расточный модели 2а620ф11
- •1.2 Станок многоцелевой горизонтально-расточной 2в622ф4
- •1.3 Станок многоцелевой горизонтальный расточно-фрезерный 2в622ф11-1
- •1.4 Горизонтально-расточной станок 2а636ф2
- •1.5 Станок горизонтально-расточной 2а637ф1
- •1.6 Станок горизонтально-расточной модель 2н637ф2и-01
- •1.7 Обрабатывающий центр 2627мф4
- •1.8 Станок горизонтально-расточной 2620вф1
- •1.9 Станок горизонтально-расточной 2а622ф2-1
- •1.10 Станок горизонтальный сверлильно-фрезерно-расточный с чпу ир800пм8ф4
- •1.11 Многоцелевой сверлильно-фрезерно-расточной станок ир320пмф4
- •2 Патентно-информационный поиск шпиндельных бабок и шпиндельных узлов
- •2.1 Информационный поиск
- •3 Определение мощности привода и выбор электродвигателя
- •4 Кинематический расчет главного привода
- •4.18 Определение передаточных отношений и передаточных чисел передач
- •4.19 Определений чисел зубьев зубчатых колес передач
- •4.20 Кинематическая схема многоцелевого сверлильно-фрезерно-расточного станка с консольной шпиндельной бабкой с автономным шпиндельным узлом
- •6.1.4 Расчет нормального и окружного модуля постоянной косозубой зубчатой передачи на контактную выносливость
- •6.1.5 Расчет постоянной косозубой зубчатой передачи на изгибную прочность
- •6.1.6 Выбор модуля и округление его до стандартного значения
- •6.1.7 Расчёт геометрических параметров постоянной косозубой передачи
- •6.1.8 Проверочный расчет постоянной косозубой зубчатой передачи на контактную выносливость зубьев
- •6.2 Расчёт наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи
- •6.2.1 Исходные данные
- •6.2.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
- •6.2.3 Расчёт наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи на контактную выносливость
- •6.2.4 Расчет нормального и окружного модуля для наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи на контактную выносливость
- •6.1.5 Расчет наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи на изгибную прочность
- •6.2.6 Выбор модуля и округление его до стандартного значения
- •6.1.7 Расчёт геометрических параметров наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи
- •6.3 Расчёт геометрических параметров 2-ой косозубой зубчатой групповой передачи
- •6.3.1 Исходные данные
- •6.3.2 Расчёт геометрических параметров
- •6.4 Расчёт постоянной прямозубой зубчатой передачи
- •6.4.1 Исходные данные
- •6.4.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
- •6.4.3 Расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на контактную выносливость
- •6.1.4 Расчет нормального модуля постоянной прямозубой зубчатой передачи на контактную выносливость
- •6.4.5 Расчет постоянной прямозубой зубчатой передачи на изгибную прочность
- •6.1.6 Выбор модуля и округление его до стандартного значения
- •6.4.7 Расчёт геометрических параметров постоянной прямозубой передачи
- •7 Проектный расчет валов
- •8.1 Разработка конструкции шпиндельного узла
- •8.1.1 Выбор материала конструкции
- •8.1.2 Выбор переднего конца шпинделя
- •8.1.3 Обоснование диаметра передней шейки шпинделя и межопорного расстояния
- •8.1.4 Выбор типа подшипников для опор шпинделя
- •8.1.5 Обоснование схемы установки подшипников в опорах
- •8.1.6 Выбор материала для шпинделя
- •8.1.7 Обоснование метода и системы смазывания шпиндельных опор
- •8.1.8 Описание уплотнений шпиндельных опор
- •8.1.9 Обоснование допустимых отклонений размеров поверхностей сопряженных с подшипниками опор шпинделя
- •9 Проверочный расчёт вала
- •9.1 Проверочный расчет вала на статическую прочность
- •9.1.1 Расчет сил косозубой передачи z3-z4
- •9.1.2 Расчет сил прямозубой передачи z7-z8
- •9.1.3 Определение опорных реакций и построение изгибающих, крутящих и эквивалентных моментов
- •9.2 Проверочный расчет вала на усталостную прочность
- •10 Расчет нагрузок на шпиндель
- •11 Расчет шпиндельного узла на жесткость
- •12 Описание системы смазывания
- •13 Регулирование натягов подшипников шпинделя
- •13 Схема смазывания шпиндельных опор
- •14 Механизм переключения коробки скоростей
- •15 Технические требования
- •Литература
- •Приложения
6.1.8 Проверочный расчет постоянной косозубой зубчатой передачи на контактную выносливость зубьев
Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле:
,
где удельная расчетная окружная сила, Н/мм;
расчётный крутящий момент на первом валу, Н·м; Т1=50,95 Н·м;
ширина зубчатого венца, мм;
делительный диаметр шестерни, мм;
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; ;
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; =1,54;
коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; =0,7…0,9; принимаем=0,9.
Расчетное контактное напряжение рассчитывается по формуле:
,
где расчетное контактное напряжение, МПа;
удельная расчетная окружная сила, Н/мм;
диаметр начальной окружности шестерни, мм;
передаточное число;
коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; ;
коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колёс; ;
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий и зависящий от коэффициента торцового перекрытия ;
Коэффициент торцового перекрытия рассчитывается по формуле:
где коэффициент торцового перекрытия;
число зубьев шестерни; z1=36;
число зубьев колеса; z2=40;
угол наклона зубьев, град;
Тогда расчетное контактное напряжение равно:
Допускаемое контактное напряжение для передач рассчитывается по формуле:
,
где допускаемое контактное напряжение зубьев, МПа;
базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа; ;
SH – коэффициент безопасности; SH = 1,1;
коэффициент, учитывающий параметр шероховатости поверхностей зубьев; ;
коэффициент, учитывающий окружную скорость; ;
коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала; ;
коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса; ;
коэффициент режима нагружения и долговечности; ;
Поскольку , то проверочный расчет косозубой зубчатой постоянной передачи по контактным напряжениям выполняется.
6.2 Расчёт наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи
6.2.1 Исходные данные
Т2 - расчетный крутящий момент на втором валу привода, H·м; Т2=54,86 Н·м;
z3 - число зубьев шестерни; z3=29;
z4 - число зубьев колеса; z4=51;
u2 - передаточное число передачи; u2=1,78.
6.2.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
В качестве материала для зубчатых колес передачи выбираем сталь 40Х. В качестве термической обработки выбираем сквозную закалку с нагревом ТВЧ, позволяющую получить твердость зубьев 44..52 HRCэ.
6.2.3 Расчёт наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи на контактную выносливость
Диаметр начальной окружности шестерни рассчитывается по формуле:
где - диаметр начальной окружности шестерни, мм;
вспомогательный коэффициент; для косозубых передач
- расчётный крутящий момент на первом валу, Н·м; Т2=54,86 Н·м;
коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5; принимаем
- передаточное число;
допускаемое контактное напряжение, МПа.
Допускаемое контактное напряжение для косозубых передач рассчитывается по формуле:
где допускаемое контактное напряжение, МПа;
базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;
Н·м
SH – коэффициент безопасности; SH = 1,1.
Отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни определяется по формуле:
где отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни;
отношение рабочей ширины венца передачи к модулю; принимаем
число зубьев шестерни; z3=29.
Диаметр начальной окружности шестерни равен:
мм.