Курсовой проект модификация пгд станка 1а616. Записка МРС. Проектирование привода главного движения

• Название: Проектирование привода главного движения
• Анкор: Курсовой проект модификация пгд станка 1а616
• Дата: 14.04.2023
• Размер: 1.14 Mb.
• Имя файла: Записка МРС.doc
• Тип: Реферат; #1061570
• страница: 3 из 4

3.2. Ориентировочный расчет диаметров валов привода.

Материал валов – сталь 40Х:

ожидаемый диаметр менее 120мм, коэффициент запаса прочности , .

Тогда .

Диаметр вала рассчитывается по формуле:

.

Т.к. вал III имеет большую длину, а крутящий момент может переда-ваться шестернями, расположенными посередине вала, что вызывает увели-чение изгибающих моментов, то более достоверный результат можно полу-чить по зависимости, в которой принимается пониженным. Тогда

,

где .

Для удобства расчета воспользуемся ЭВМ (Ориентировочный расчет вала), где фигурируют обе формулы по расчету диаметров валов, указанные выше.

Вал II:



Вал III:




Вал IV:


Результаты расчетов:

Таблица 3
Значения диаметров валов.

	Выбранное ориентировочное значение диаметра вала, мм	Значение диаметра вала, используемое для проектирования привода, мм
Вал II	22	30
Вал III	26	30
Вал IV	35	35

3.3 Расчет вала III на сложное сопротивление.




;

;

:

;

;

;









Составляющие по осям координат активных и пассивных сил в зубчатых зацеплениях определяются по зависимостям:




Находим составляющие опорных реакций.

В горизонтальной плоскости:





В вертикальной плоскости:




Проверка правильности решения из условий статики:

;

;
;

.

Определяем значения изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Для сечения 1: .

Для сечения 2: .
Определяем значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Для сечения 1: .

Для сечения 2: .
Рассчитываем суммарный изгибающий момент.
В сечении 1: .

В сечении 2:
Приведенный момент.
В сечении 1: .

В сечении 2: .




3.4 Расчет вала на жесткость:



I – момент инерции;

E = 2*10⁵ H/мм⁴ – модуль упругости;

d=26 мм.


Плоскость XOZ.

1-ая схема:
;
;

;
;
;
.
2-ая схема:
;
;
;
;
;
.

;



;

;

;

.
Плоскость YOZ.

3-ья схема:
;
;

;
;
;
.
4-ая схема:
;
;
;
;
;
.

;



;

;

;

.
Результат:

;

.

.

.

;

;

;

.

- для радиального шарикоподшипника.

Проведя расчеты на жесткость можно сделать вывод, что выбранный вал удовлетворяет предельным величинам прогиба и угла поворота.
3.5 Уточненный расчёт вала.

Определяем общий запас прочности в опасном сечении вала. В соответствии с приведенными расчетами и с учетом постоянства диаметра вала по длине, опасным сечением является сечение под шестерней Z = 20.

Суммарный изгибающий момент в сечении М_Σ = 89,42 , крутящий момент М_КР = 63,45 . Нормальное и касательное напряжения в рассматриваемом сечении определяем по формулам:
;

.
Амплитуда нормальных напряжений от изгиба:

; .

Амплитуда и среднее напряжение цикла от кручения:

.
Концентрация напряжений обусловлена шлицевой конструкцией вала;

Коэффициент асимметрии цикла для вала из стали при изгибе и при кручении .

Коэффициент, учитывающий масштабный фактор при изгибе и кручении для стали.

Для стали 40Х

Определяем запасы прочности при чистом изгибе и чистом кручении:
;

.
Полный коэффициент запаса прочности по усталости:


3.6. Расчет и выбор подшипников.
Для подшипников с частотой вращения кольца n1 об/мин основной характеристикой служит динамическая грузоподъёмность С.

По ГОСТ 18855-73 динамической грузоподъёмностью радиальных подшипников называют величину постоянной радиальной нагрузки, которую группа идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом может выдержать в течение 1млн. оборотов внутреннего кольца.

Определяем расчетную долговечность радиальных подшипников в млн. оборотов и L_h в часах:


где m = 3 – для шарикоподшипников;

С = 19,5 кН – динамическая грузоподъёмность;

Р_Э – эквивалентная нагрузка

X = 0,56 – коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1,0 – коэффициент, учитывающий вращение колец;

F_r – радиальная нагрузка
;
K_Б = 1,3 – коэффициент безопасности;

K_Т = 1,05 – температурный коэффициент;


L_h = 33868,78 часов > 20000часов
Проведенный расчет показал, что ресурс подшипника удовлетворяет заданным требованиям.

Подшипники для остальных валов выбираем конструктивно.


3.7. Расчет шлицевого соединения.

Шлицевые соединения надежнее шпоночных, в особенности при пере-менных нагрузках; в них достигается более точная центровка деталей на валу, а распределение нагрузки по шлицам облегчает перемещение подвиж-ных деталей вдоль вала.

.

Здесь - передаваемый вращающий момент; множитель 0,75 введен для учета неравномерности распределения давления по шлицам; - число шлицов; - расчетная поверхность смятия,

,

где - длина ступицы; .

2-ый вал.

Проверяем шлицевое соединение средней серии d-6×26×30×7 на смятие по условию:

M_КР = 63,45 Нм – передаваемый крутящий момент;

z = 6 – число зубьев;

l = 59мм – длина поверхности контакта зубьев меньшей ступицы;

- величина фаски на зубьях;

;

.

[_СМ] = 25…40 МПа – допускаемое напряжение смятия;

.

Условие прочностной надёжности выполняется.

3-ий вал.

Проверяем шлицевое соединение средней серии d-6×26×30×7 на смя-тие по условию:

M_КР = 63,45 Нм – передаваемый крутящий момент;

z = 6 – число зубьев;

l = 30мм – длина поверхности контакта зубьев меньшей ступицы;

- величина фаски на зубьях;

;

.

[_СМ] = 25…40 МПа – допускаемое напряжение смятия;

.

Условие прочностной надёжности выполняется

4-ый вал.

Проверяем шлицевое соединение средней серии d-10×28×35×3 на смя-тие по условию:

M_КР = 40,37 Нм – передаваемый крутящий момент;

z = 10 – число зубьев;

l = 50мм – длина поверхности контакта зубьев меньшей ступицы;

- величина фаски на зубьях;

;

.

[_СМ] = 25…40 МПа – допускаемое напряжение смятия;

.

Условие прочностной надёжности выполняется