Проектирование коробки скоростей токарного станка - файл n11.docx

приобрести
Проектирование коробки скоростей токарного станка
скачать (598.7 kb.)
Доступные файлы (14):
n1.cdw
n2.cdw
n3.cdw
n4.bak
n5.cdw
n6.bak
n7.cdw
n8.cdw
n9.cdw
n10.cdw
n11.docx253kb.22.12.2009 04:57скачать
n12.cdw
n13.cdw
n14.cdw

n11.docx

Министерство науки и образования Российской Федерации.

Саратовский Государственный Технический Университет.

Балаковский институт техники, технологии и управления.

Кафедра: ТАМ

Предмет: МРС

Записка к курсовому проекту.

Проектирование коробки скоростей токарного станка.
Выполнил:

Студент группы ТМС-41.

Прохоров Н. В.

Принял:

Андрианова Е. В.
Балаково 2009 год.

Задание на курсовое проектирование.

Спроектировать коробку скоростей токарного станка для обработки деталей из стали ; при обработке режущим инструментом из твердого сплава, в диапазоне размеров обрабатываемой детали 100…500мм.Привод станка неразделенный; вид управления коробки скоростей: однорукояточный.
Содержание.

Задание на курсовой проект …………………………………………………………………………………2

1.Расчет технических характеристик станка………………………………………………………….4

2. Расчет мощности привода и выбор электродвигателя…………………………………….4

3.Построение структурной сетки и графика чисел оборотов, определение значений передаточных отношений……………………………………………………………………..5

4. Расчет параметров клиноременной передачи………………………………………………….5

5.Определение частоты вращения валов коробки скоростей и крутящих

моментов на валах………………………………………………………………………………………………….7

6.Расчет зубчатых передач…………………………………………………………………………………….7

7. Ориентировочный расчет валов редуктора………………………………………………………11

8. Подбор подшипников…………………………………………………………………………………………12

9. Проверка шпоночных соединений…………………………………………………………………….17

10. Проверка шлицевых соединений…………………………………………………………………….17

11.Определение напряжений изгиба, касательных напряжений в опасных сечениях…………………………………………………………………………………………………………………..18

12. Расчёт шпинделя на жёсткость………………………………………………………………………….20

13. Расчет шпинделя на виброустойчивость…………………………………………………………..22

Список литературы…………………………………………………………………………………………………..23


1.Расчет технических характеристик станка.

1.1.Определение диапазона скоростей.

Определим глубину резания и подачу в зависимости от минимального и максимального диаметра заготовки





Скорость резания при точении:



1.2.Определение чисел оборотов шпинделя:

;



1.3.Диапазон регулирования:

Примем стандартное

31,5;45;63;90;125;180;250;355;500.





2. Расчет мощности привода и выбор электродвигателя.

2.1.Расчет мощности привода, выбор электродвигателя.



Где



При 1мм; S=0.4 мм/об;

1,5*





Принимаем электродвигатель 4А112МB6УЗ:

3.Построение структурной сетки и графика чисел оборотов, определение значений передаточных отношений.

3.1. Структурный вариант коробки скоростей:

3.2. Построим график чисел оборотов.

С графика чисел оборотов находим передаточные отношения :













Для полученных передаточных отношений находим числа зубьев колес:

Таблица1



1/3.95

1/ 2.8

1/1.98

1/ 2.8

1

2.8



22:87

29:80

37:72

30:84

57:57

84:30



109

114

4. Расчет параметров клиноременной передачи.

4.1.Сечение ремня и размеры сечения.

Выбираем клиновой ремень нормального сечения типа А.

a=13; a0=11; F=0.81 см2.

4.2.Минимальный расчетный диаметр ведущего шкива мм:



4.3.Расчетный диаметр ведомого шкива мм:

,

где ;







4.4.Действительное передаточное число проектируемой передачи:





4.5.Минимальное межосевое расстояние мм:

A’=d2=250 мм;

4.6.Расчетная длина ремня мм:





Примем L=1060 мм.

4.7. Уточненное межосевое расстояние мм:





4.8.Угол обхвата ремнем меньшего шкива, град:



4.9. Коэффициент угла обхвата:

C��=1-0.003*(180-��1) = 1-0.003*(180-142)=0.886

4.10.Скорость ремня м/с:



4.11. Коэффициент скорости:

Cѵ=1.05-0.0005*Ѵ2 = 1.05-0.0005*4.712 = 1.039;

4.12. Коэффициент режима работы: Cp=0.9;

4.13. Число пробегов: U=Ѵ/L=4.71/1.06=4.44;

4.14. Допускаемое полезное напряжение:

[kn]=k0* C��* Cѵ* Cp=1,48*0,886*1,036*0,9=1,222 МН/м2;

K0=1.48 МН/м2;

?=1.18 МН/м2;

4.15. Окружное усилие

4.16. Число ремней:

4.17. Давление на вал:





5.Определение частоты вращения валов коробки скоростей и крутящих моментов на валах.















?









6.Расчет зубчатых передач.

Расчет производим для наиболее нагруженной ветки:



6.1.Выбор материала для шестерни и зубчатого колеса.

Желая получить редуктор с возможно меньшими габаритами, выбираем для обеих пар зубчатых колёс сталь с повышенными механическими характеристиками:

Для шестерен – сталь 45 нормализованная, твердость 210НВ.

Для зубчатых колёс – сталь 40 нормализованная, твёрдостью 200НВ.

Механические характеристики материалов:

Шестерни: ?В=589 МН/м2; ?Т=294 МН/м2;

Колеса: ?В=530 МН/м2; ?Т=265 МН/м2;

6.2. Приделы выносливости:

?-1ш=0,43 ?В=0,43*589=253,27 МН/м2;

?-1к=0,43* ?В =0,43*530=227,9 МН/м2;

6.3. Допускаемые контактные напряжения:

([?]к)ш=2,75*НВ*kрк=2,75*210*1=577,5 МН/м2;

([?]к)к=2,75*НВ*kрк=2,75*200*1=550 МН/м2;

kрк- коэффициент режима.

6.4. Допускаемые напряжения изгиба при одностороннем действии нагрузки:





[n]- коэффициент запаса прочности;

k?- коэффициент концентрации напряжения;

6.5. Предварительное межосевое расстояние для пары :



а) расчетный момент на валу шестерни: Мрш=Мш*К=76,3*1,5=114,45 Н/м2;

где: Мш- вращающий момент на валу шестерни.

К- коэффициент несимметричности, предварительно К= 1,5.

б) =0,2 - коэффициент ширины;

в) =1 – коэффициент повышения допускаемой нагрузки;



Примем А=120 мм;

6.6. Нормальный модуль зацепления: m=3мм;

6.7. Основные размеры зубчатой пары:

dd1=mz=3*22=66 мм;

dd2=mz=3*87=261 мм;

dа1= dd1+2m=66+6=72 мм;

dа2= dd2+2m=261+6=267 мм;

df1= dd1-2.5m =66-7.5=58.5 мм;

df2= dd2-2.5m =261-7.5=253.5 мм;

Уточненное межосевое расстояние:

A= 0.5(dd1+dd2)= 0.5(66+261)=163.5 мм;

Ширина В2=А=0,2*163,5=32,7 мм; примем 34 мм.

В12+5= 34+5=39; примем 38 мм.

6.8. Окружная скорость колес и степень точности передачи:



Для данной скорости принимаем 9-ю степень точности.

6.9. Уточняем коэффициент нагрузки: К=Кнцдин;

Кнц=1,28 при bd=0,6, твердости <НВ350 и несимметричным расположением колес [3] табл 3.5; Кдин=1.1 [3] табл 3.6 стр. 32. Тогда: К=1.28*1.1=1.41;

6.10. Рабочие контактное напряжение:

Уточненный расчетный момент на валу шестерни:

Мрш=Мш*К=76,3*1,41=107,9 Н/м2;





6.11. Силы, действующие в зацеплении:

Окружное усилие:

Радиальное усилие:

6.12. Проверка прочности на изгиб:



а) коэффициенты формы зуба: yш= 0,383; yк=0,479;

б) сравнительная оценка прочности зубьев шестерни и колеса:

y[?0]u’= yш*[?0]u’=0.383*158.3=60.63 Н/м2;

y[?0]u’’= yш*[?0]u’’=0.479*152=72.8 Н/м2;

Проверять на изгиб следует зубья шестерни.

в) Расчетное окружное усилие: Рр= Р*К= 2312*1,41= 3260 Н;



6.13. Предварительное межосевое расстояние для пары



а) расчетный момент на валу шестерни: Мрш=Мш*К=294,3*1,5=441,45 Н/м2;

где: Мш- вращающий момент на валу шестерни.

К- коэффициент несимметричности, предварительно К= 1,5.

б) =0,2 - коэффициент ширины;

в) =1 – коэффициент повышения допускаемой нагрузки;



Примем А=180 мм;

6.14. Нормальный модуль зацепления: m=3,5мм;

6.15. Основные размеры зубчатой пары:

dd1=mz=3,5*30=105 мм;

dd2=mz=3,5*84=294 мм;

dа1= dd1+2m=105+7=112 мм;

dа2= dd2+2m=294+7=301 мм;

df1= dd1-2.5m =105-8,75=96,25 мм;

df2= dd2-2.5m =294-8,75=285,25 мм;

Уточненное межосевое расстояние:

A= 0.5(dd1+dd2)= 0.5(105+294)=199,5 мм;

Ширина В2=А=0,2*199,5=39,9 мм; примем 40 мм.

В12+5= 40+5=45; примем 44мм.

6.16. Окружная скорость колес и степень точности передачи:



Для данной скорости принимаем 9-ю степень точности.

6.17. Уточняем коэффициент нагрузки: К=Кнцдин;

Кнц=1,28 при bd=0,38, твердости <НВ350 и несимметричным расположением колес [3] табл 3.5; Кдин=1.1 [3] табл 3.6 стр. 32. Тогда: К=1.28*1.1=1.41;

6.18. Рабочие контактное напряжение:

Уточненный расчетный момент на валу шестерни:

Мрш=Мш*К=76,3*1,41=107,9 Н/м2;





6.19. Силы, действующие в зацеплении:

Окружное усилие:

Радиальное усилие:

6.20. Проверка прочности на изгиб:



а) коэффициенты формы зуба: yш= 0,416; yк=0,479;

б) сравнительная оценка прочности зубьев шестерни и колеса:

y[?0]u’= yш*[?0]u’=0.416*158.3=65,9 Н/м2;

y[?0]u’’= yш*[?0]u’’=0.479*152=72.8 Н/м2;

Проверять на изгиб следует зубья шестерни.

в) Расчетное окружное усилие: Рр= Р*К= 5605.7*1,41= 7904 Н;



7. Ориентировочный расчет валов редуктора:



Mk- крутящий момент в поперечных сечениях валов.

Mk1=76,3 Нм; Mk2=294,3 Нм; Mk3=821,7 Нм;

-допускаемое напряжение на кручение. Для ведущего вала

для промежуточных и выходных валов



Примем d1=25 мм; под подшипник d1’=30 мм; под з/к d1’’=35 мм;



Примем d1=40 мм; под подшипник d1’=55 мм; под з/к d1’’=60 мм;



Примем d1=50 мм; под подшипник d1’=55 мм; под з/к d1’’=60 мм;

8. Подбор подшипников.

Ведущий вал:

Определим реакции опор:

из предыдущих расчетов Рр=668,8 Н; Рш=2312 Н; Тш=841,5 Н;

2.jpg

Плоскость уz:







Плоскость хz:







Суммарные радиальные реакции:





Наиболее нагруженная опора RA , по ней подбираем подшипник.

Условная нагрузка на подшипник:



Поправочные коэффициенты: ременная передача создает неравномерную нагрузку.

Требуемый коэффициент работоспособности:



h- срок службы подшипника 4000 ч.

По каталогу при d1’=30 мм; выбираем подшипник особо легкой серии нормальной ширины №106; С=20000; d:D:B=30:55:13.

Промежуточный вал:

Определим реакции опор:

из предыдущих расчетов Рк=2312 Н; Тк=841,5 Н; Рш=5605,7 Н; Тш=2040,3 Н;

3.jpg

Плоскость уz:







Плоскость хz:







Суммарные радиальные реакции:





Наиболее нагруженная опора RВ , по ней подбираем подшипник.

Условная нагрузка на подшипник:



Поправочные коэффициенты: ременная передача создает неравномерную нагрузку.

Требуемый коэффициент работоспособности:



h- срок службы подшипника 4000 ч.

По каталогу при d1’=45 мм; выбираем подшипник особо легкой серии нормальной ширины №109; С=25000; d:D:B=45:75:16.

Шпиндельный вал:

Определим реакции опор:

из предыдущих расчетов Рк=5605,7Н; Тк=2040,3 Н;

4.jpg

Плоскость уz:







Плоскость хz:







Суммарные радиальные реакции:





Наиболее нагруженная опора RВ , по ней подбираем подшипник.

Условная нагрузка на подшипник:



Поправочные коэффициенты: ременная передача создает неравномерную нагрузку.

Требуемый коэффициент работоспособности:



h- срок службы подшипника 4000 ч.

По каталогу при d1’=45 мм; выбираем подшипник легкой серии №211; С=52000; d:D:B=55:100:21. Левый.

Правый подшипник – специальный шпиндельный роликоподшипник радиальный двухрядный типа 3182114 (ГОСТ 7634-71): С=74100; d:D:B=70:110:30.

Проверяем его по динамической грузоподъёмности

Расчётная долговечность работы подшипника:

, где

- показатель степени для шарикоподшипников.

-эквивалентная динамическая нагрузка

, где

- коэффициент радиальной нагрузки

- коэффициент вращения.

- коэффициент осевой нагрузки

- коэффициент безопасности, нагрузка с лёгкими толчками.

- коэффициент температуры, при температуре < 1500 C.







Полученная долговечность удовлетворительная. Подшипники №3182114 (ГОСТ 7634-71) приемлимы.

9. Проверка шпоночных соединений.

Шпонки обыкновенные призматические со скругленными торцами. Размеры шпонок и пазов по ГОСТ-8788-58. Материал шпонок сталь 45, нормализованная, [?см]=110 МН/м2.

Напряжение смятия:

Ведущий вал:

Шпонка 8:7:100, ГОСТ-8788-58; К=3,5 мм;

Мк1=76,3 Нм;



Промежуточный вал:

Шпонка 16:10:56, ГОСТ-8788-58; К=6,2 мм;

Мк1=294,3 Нм;



Шпиндельный вал:

Шпонка18:11:70, ГОСТ-8788-58; К=6,8 мм;

Мк1=821,7 Нм;



10. Проверка шлицевых соединений.

Шлицы прямобочные ГОСТ 1139-58; [?см]=110 МН/м2.

Напряжение смятия:

- площадь смятия.

- средний радиус соединения.

Ведущий вал:

Шлицевое соединение 8:36:32:8, ГОСТ 1139-58;







Промежуточный вал:

Шлицевое соединение 8:50:46:8, ГОСТ 1139-58;







11.Определение напряжений изгиба, касательных напряжений в опасных сечениях.

Материал – Сталь 45 В=750 (Н/мм2)

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

1=0,43В=322 (Н/ мм2)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

1=0,581=187 (Н/ мм2)

Ведущий вал:

Здесь возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.



тогда

Коэффициенты концентраций напряжений:

Принимаем k=1,7-коэффициент концентрации касательных напряжений

=0,77-масштабный фактор

=0,1

Тогда

Большой коэффициент запаса прочности свидетельствует об увеличении вала при конструировании, поэтому другие сечения не проверяем.

Промежуточный вал:

Здесь возникают касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.



тогда

Принимаем k=1,7 =0,77 =0,1

Тогда

Концентрацию напряжений также вызывает наличие шлицев.

Момент сопротивления изгибу:





Принимаем k=1,7 =0,77 =0,1

Тогда

Амплитуда нормальных напряжений изгиба



Среднее напряжение m=0, тогда



Результирующий коэффициент запаса прочности



Большой коэффициент запаса прочности свидетельствует об увеличении вала при конструировании, поэтому другие сечения не проверяем.

Шпиндельный вал:

Здесь возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.



тогда

Принимаем k=1,7 =07 =0,1

Тогда

Большой коэффициент запаса прочности свидетельствует об увеличении вала при конструировании, поэтому другие сечения не проверяем.

Все рассмотренные сечения для всех валов удовлетворяют условию прочности n > [n], т.к. [n]=2,5

12. Расчёт шпинделя на жёсткость

Допускаемые напряжение на изгиб МПа

Максимально допустимый угол поворота конца шпинделя рад

Допустимый прогиб конца шпинделя

Максимально допустимый прогиб оси шпинделя под зубчатым колесом

Где l- расстояние между опорами шпинделя, мм

m- Модуль зубчатого колеса, под которым проверяется изгиб

Допустимый угол взаимного поворота валов под зубчатыми передачами:



-окружное усилие на шестерне, Н

b-длина зуба.

-коэффициент учитывающий характер распределения нагрузки по длине зубьев шестерен и роликов





=0,001рад

Допустимый угол поворота валов на роликовых подшипниках:



P- расчетная нагрузка на подшипник.

-допускаемая нагрузка на подшипник при 250 об/мин и долговечности в 5000 часов ,Н.



Допустимая величина погиба у:

8.jpg

Момент сопротивления для круглого полого сечения:



Е= 2,15*1011 Па/м2;







13. Расчет шпинделя на виброустойчивость.

Расчет на виброустойчивость заключается в определении частоты собственных колебаний шпинделя fш и сравнения ее с частотой возмущающей силы fв с целью исключения резонанса. Причем наиболее оптимальным является случай, когдаfш < fв т.к. в этом случае при пусках и остановках не будет прохождения через зону резонанса.



Где: -вес отдельных элементов.






Список литературы.


1. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно -методическое пособие / Л.В. Курмаз, А.Т.Скойбеда. – М.: Высш. шк.,2004.-

-309с.: ил.

2. Справочник технолога машиностроителя. В 2-х т. Т.2/Под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1986. 496 с., ил.

3. Расчёт и конструирование металлорежущих станков /Под ред.А.С. Проникова. М.: Высшая школа, 1967.

4. Проектирование металлорежущих станков. Тарзиманов Г.А., М.: «Машиностроение», 1980г.

5. Конструирование металлорежущих станков. Пуш В.Э., М.: «Машиностроение», 1977г.

6. Курсовое проектирование деталей машин. / Под ред. Чернавского С.А., Бокова К.Н., М.; «Машиностроение», 1988г.

7. Сопротивление материалов. / Под ред. Федосьева В.И., М.; «Наука», 1974г.

8. Методические указания по выполнению курсового проектирования по дисциплине «Металлорежущие станки». Шпиндели металлорежущих станков. Часть 1. Балаково 2007г.

Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации