Реферат Коробка скоростей малого токарного станка

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 26.2.2025

СОДЕРЖАНИЕ

СОДЕРЖАНИЕ.....................................................................................................................................................................................

ОБОСНОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТОКАРНОГО СТАНКА.........................................................

РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА....................................................................................................

Предварительный расчет валов привода..............................................................................................................

Проверочный расчет вала.................................................................................................................................................

Расчет долговечности подшипников......................................................................................................................

Проектирование клиноременной передачи..........................................................................................................

Расчет шпиндельного вала............................................................................................................................................

Список литературы..................................................................................................................................................................

ОБОСНОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТОКАРНОГО СТАНКА

Задано: наибольший наружный диаметр = 250мм, обрабатываемого изделия, ограничиваемого станиной; материал обрабатываемых изделий (предел прочности =70...100 МПа, материал режущих инструментов: Т15К6, Р6М5.

№ п.п.

Наименование определяемого параметра

Условия расчета

Формула, обозначение, источник

Размерность

Результат

Максимальный диаметр изделия, обрабатываемого над суппортом

мм

132,5

Минимальный диаметр

мм

33,125

Максимальная глубина резания

мм

3,511

Минимальная глубина резания

мм

2,139

Максимальная подача

мм

1,079

Минимальная подача

мм

0,07

Максимальная скорость резания

,=2,139, =0,07

м/мин

435

При обработке самого мягкого материала (=70МПа) наиболее производительным (твердосплавным инструментом)

7.1

Параметры, зависящие от мех. свойств инструмента и обрабатываемого материала

=273

=0.15

=0.45

m=0.18,

T= 45

7.2

Поправочный коэффициент

1.07

7.3

Коэффициент, учитывающий механические свойства обрабатываемого материала

1.07

7.4

Коэффициент, учитывающий материал инструмента

1.0

Минимальная скорость резания

При обработке самого твердого материала наименее производительным инструментом

,=0.89

м/мин

=87.7, m=0.125, =0.25, =0.33, T=60, =34

8,1

При точении

n=1.5, =0.9, =0.58,

=1.54

8,2

Минимальная скорость при нарезании резьбы

м/мин

=16

=12.32

8,2,1

Коэффициент, учитывающий обрабатываемый материал

0.77

8.3

В качестве принимаю

м/мин

Максимальное число оборотов шпинделя (планшайбы)

об/мин

4180

Минимальное число оборотов шпинделя, планшайбы

об/мин

Максимальная сила резания (тангенциальная составляющая)

При обработке самого твердого материала быстрореж.инстр.

кг

=178

11,1

Параметры, зависящие от материала инструмента и изделия

,,,,

=200, =1,0, =0,75,

=0

11,2

Поправочный коэффициент

=0,24,

Максимальная эффективная мощность резания

При обработке самого мягкого материала твердо-сплавным инструментом

кВт

12,7

12,1

Сила резания при обеспечении максимальной мощности

кг

178

12,2

Скорость резания при обеспечении максимальной мощности

м/мин

436

12,3

Поправочные коэффициенты

=273

=0.15

=0.45

m=0.18,

T= 45

13.

Установочная мощность электродвигателя

кВт

9,5

13,1

Коэффициент полезного действия

0,8

Максимальная осевая сила резания

Тяговая сила, необходимая для осуществления продольной подачи суппорта

кг

180

15,1

Вес перемещающихся деталей

кг

427,5

15,2

Вес станка

кг

2850

15,3

Коэффициент, учитывающий влияние опрокидывающего момента

1.15

15,4

Коэффициент трения в направляющих суппорта

»0.15

РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА

            Определение числа степеней скорости: . Исходя из данных полученных в разделе “ОБОСНОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ СТАНКА” имею сл. значение для R:

=144.45

            Исходя из предложенных характеристик станка величину принимаю равной 1.26 (как для малых станков). В результате, получаю сл. значение для Z

=
            На основе данных расчетов Z=3(1)
×
3(3)
×
2(9-2) = 16 получаю сл. структуру привода:

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

I II III IV
Рис.1.
Перед построением графика частот выбираю соответствующий расчетам эл. двигатель принимаю (исходя из [2, c.563] ): трехфазный асинхронный короткозамкнутый двигатель серии 4А 4А160S4У3 с мощностью 15кВт и частотой вращения 1500 об./мин)

График же частот будет выглядеть как:

4000

3150

2300

2000

1600

1250

1000

800

630

500

400

315

230

160

125

100

1500

                        I                  II               III               IV
Рис.2.

            Передаточные отношения на данном графике составят сл.:

=1.26

=0,63 =0.8   =0,63

=1         =0,4

=1.26    =1,6

=1,6     =0,5

        Д

Рис.3.






            В первой группе самое малое значение имеет =0,63 - принимаю для данной пары количество зубьев на колесе равное 20, тогда на шестерне будет = 32. Исходя из этого количество зубьев в группе составит = 52, тогда исходя из получаю следующие значения количества зубьев в парах для первой группы:

= 52/(1+1/1)=26, =26

= 52/(1+1/1,25)=29, =23
            Для второй группы принимаю колесо с минимальным количеством зубьев z=20 в паре . Принимаю =20, тогда =20/0,4=50. В итоге для второй группы принимаю =70, тогда

=70/(1+1/0,8)=31, =39

=70/(1+1/1,6)=43, =27

Для третьей группы принимаю колесо с минимальным количеством зубьев z=20 в

.=0.5, =20, тогда =20/0,5=40, =60,

=1,6, = 60(1+1/1,6)=37, тогда =23

=0.63, =60(1+1/0,63)=23, тогда, =37

Исходя из получившейся схемы распределяю привод на 3 группы 1 группа - вся понижающая;

2 и 3 смешанные (есть как понижающие, так и повышающие передачи). Данные помещаю в таблицу 1.

Таблица 1.

№		I			II			III
		52			70			60
№	11	12	13	21	22	23	31	32	41
	20	26	29	43	31	20	37	20	23
	32	26	23	27	39	50	23	40	37

РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ И ЖЕСТКОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА

Определение расчетных нагрузок.

Определение нагрузки в критическом звене произвожу по формуле

,

где - расчетная частота вращения шпинделя;

- наименьшая частота вращения, принятая при кинематическом расчете;

- диапазон регулирования привода.

Исходя из разработки кинематической схемы принимаю в качестве рассчитываемой ветки сл.

4000

3150

2300

2000

1600

1250

1000

800

630

500

400

315

230

160

125

100

1500

I II III IV
Рис.4.
Данный выбор обусловлен расчетами сделанными в разделе “Обосновании технической характеристики токарного станка”

Исходя из этого получаю сл. значение для :

=160
Далее определяю наибольшие нагрузки - крутящие моменты на ведущих зубчатых колесах передач выбранной цепи. Для привода главного движения произвожу это по формуле:

кгм,
где N - мощность электродвигателя (кВт),

n - частота вращения вала об/мин,

h - к.п.д. совокупности передач от электродвигателя до рассчитываемого вала.

В результате получаю сл. значения моментов: при частоте мощности эл. двигателя N = 15 кВт
Таблица 2

№	n	h	Формула	Результат (кгм)
1	1250	0,95		11
2	1000	0,97		14
3	630	0,97		20
4	315	0,97		40
5	160	0.97		77

Проектный расчет передач

Выполняю ориентировочный (прикидочный) проектный расчет передачи, для того, чтобы найти предварительные значения величины модуля m и ширины зубчатого венца.

Исходные данные для проектного расчета

Крутящие моменты и величины числа зубьев принимаю исходя из пункта “Определение расчетных нагрузок”

В связи с использованием цилиндрических передач принимаю отношение ширины венца шестерни b к модулю m, Y = 6 и в качестве материала для зубчатых передач принимаю сталь 40Х с закалкой с нагревом ТНЧ (до выкружки) и s=140МПа [1, т.I ]
Выполнение проектного расчета

Ориентировочную величину определяю по формуле
,
где k - коэффициент нагрузки, принимаемый в ориентировочном расчете равным 1.5. Y - коэффициент формы зуба. Принимаю Y = 0.1, тогда предварительные значения для модулей примут сл. вид :

Таблица 3

Параметр		Номер вала
	1	2	3	4
	190	290	290	290
М	140	200	400	770
k	1.5	1.5	1.5	1.5
	20	20	20	23
y	8	8	8	8
m	4	3,5	4	5

Расчет передач на прочность Таблица 4.

№	Наименование	Обозначение	Размерность	Номер		передачи
				1	2		3	4
1	Расчетный момент на валу ведущего колеса	M	Нм	140	200		400	770
2	Вид передачи			Цил. косозубое	Цил. косозубое		Цил. косозубое	Цил. косозубое
3	Угол наклона зуба	b		12,3	0		0	0
4	Модуль передачи	m		4	4		5	5
5	Число зубьев ведомого колеса			20	20		20	23
6	Число зубьев ведущего колеса			32	50		40	37
7	Ширина зубчатого венца ведомого колеса			25	25		30	30
8	Ширина зубчатого венца ведущего колеса			25	25		30	30
9	Конструкция (признак переключения)			переключаемая	переключаемая		переключаемая	не переключаемая
10	Расположение зубчатого колеса на валу			вблизи опоры	симметрично		вблизи опоры	симметрично
11	Расчетная величина вращения ведущего колеса		об/мин	1250	1000		630	160
12	Наибольшая частота вращения ведущего колеса		об/мин	1250	1000		630	160
13	Время работы передачи с нагрузкой	Т		15000	15000		15000	15000
14	Коэффициент коррекции ведущего колеса			0	0		0	0
15	Коэффициент коррекции ведомого колеса			0	0		0	0
16	Признак связи колеса с шестерней			не паразит.	не паразит.		не паразит.	не паразит.
17	Режим нагрузки передачи			средне-тяжел.	Средне-тяжел.		Средне-тяжел.	Средне-тяжел.
18	Характер процесса резания			равномерная	равномерная		равномерная	равномерная
19	Вид механической обработки зубьев			шлифованная	шлифованная		шлифованная	шлифованная
20	Материал ведущего колеса			40Х, ТВЧ с охв.вп.	12ХН3А цемент. и закал.		12ХН3А цемент. и закал	12ХН3А цемент. и закал.
21	Материал ведомого колеса			20Х, цемент.	20Х, цемент.		20Х, цемент.	20Х, цемент.

Предварительный расчет валов привода

Ориентировочный расчет валов привода выполняю учитывая только крутящий момент на валу вычисляю по формуле [3,13]
,
где T - крутящий момент на конце вала (Н мм), - допустимое касательное напряжение (МПа)
Предварительные диаметры валов передач.

Таблица 5.

№ передачи	Т (Н мм)	(МПа)	(мм)	d (мм)
1	140	40	32,7	35
2	200	45	35.4	45
3	400	45	44.6	45
4	770	55	51.9	63

- предварительный диаметр вала

d - диаметр, выбранный на основе стандартного ряда.

Проверочный расчет вала

Исходя из проведенных ранее расчетов и принятой компоновки коробки скоростей получаю сл. вид рассчитываемого вала:

Рис. 5.
На основе данного эскиза выполняю проверочный расчет вала. Для данного вала имею сл. исходные данные:

T = 400 Нм - крутящий момент на валу.

, где d - делительный диаметр шестерни.

, - угол зацепления.

Сила будет равна нулю, в виду того, что шестерни являются прямозубыми.

- угол зацепления =20° (на основе ГОСТ 13755-81)

В итоге получаю следующее:

=0

=0

=0

=0
1. = 0

2. =0

3.

4.

=-0,87
=0,87+2,96+1,89=5,45 кН
=2,528 кН

=7,4+5,2-2,5=10,1 кН
Таблица 6.

№ номер колеса	1	2
m	4	5
z	27	37
d (мм)	108	185
(кН)	7.4	5,2
(кН)	2,7	1,89

Эпюра моментов примет сл. вид:

Расчет требуемого для данных нагрузок диаметра выполняю по формуле: , соответственно диаметр находится как , где

,=1,6 кН

=0,415. Так как в точке С момент значительно больше, то ее и принимаю за контрольную. В итоге получаю сл. значение требуемого диаметра вала ==43 мм. Изначально, принимаемое значение диаметра удовлетворяет условию.

Кроме этого, необходимо выполнить проверочный расчет на определения коэффициента запаса прочности s в опасных сечениях.

, где

[ s ] = 2.5, - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистых сталей принимаю =0,43, - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений ([3] т.8.2 - 8.7, с.163), - масштабный фактор для нормальных напряжений ([3],т.8.8, с.166); - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности: принимаю =0,9 (для Ra=2.5), - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении; - среднее напряжение цикла обработки нормальных напряжений. Так как осевая нагрузка на вал отсутствует, то принимаю = 0.

Для данного вала принимаю =700 (как для углеродистых сталей) .

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,

, где

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; для данного вала принимаю =0,58, остальные значения те же, что и в предыдущей формуле, с той лишь разницей, что они относятся к напряжению кручения.

, т.к. реверс используется весьма часто, то принимаю

Данный вал имеет сл. концентраторы напряжения: выточка, шлицы.

В итоге, получаю сл. значения для данных параметров:

для шлицов:

для выточки: , т.к. отношение для шлицов больше, то в качестве основного концентратора напряжения принимаю эвольвентное соединение. Тогда:

=1,60; =2,45; =301 МПа; =700 МПа;=175 МПа; =0,2; =0,82; =0,70

=154; =50, тогда =0,2 < 2.5 - условие выполняется.

Расчет долговечности подшипников

данного вала выполняю на основе полученных выше данных.

Кроме этого, для расчета долговечности подшипников данного вала потребуются значения суммарных реакций, получаемых на основе реакций опор и

;      =10,14 кН

;       =6,0 кН

Так как передачи на валу являются прямозубыми, то осевыми силами можно пренебречь.

Эквивалентная нагрузка составит:

, где V = 1, =1, =1,3

=10,14×1,3=13,2 кН

=6,0×1,3=7,8 кН

;             =100 млн.об.

;               = 488 млн.об.

, где n = 630 об.мин. =26450 ч.

=129100 ч

Данный период долговечности подшипников выполняет условие работоспособности передач вала.

Проектирование клиноременной передачи

Для передачи крутящего момента с вала эл. двигателя на первый вал коробки скоростей данного станка использую клиноременную передачу

Основные параметры клиноременной передачи принимаю в соответствии с ГОСТ 1284.1-80
Для определения диаметра меньшего шкива воспользуюсь сл. формулой

, где

- вращающий момент Н мм. В итоге получаю =143...191 мм. Принимаю =180мм. Исходя из этого определяю диаметр :

=180×(1500/1250)=216 мм Исходя из стандартного ряда диаметров принимаю =224 мм

Межосевое расстояние назначаю в интервале:

, где

- высота сечения ремня ([3] т.7.7. с.131) =10,5 мм (для ремней Б)

=0,55(180+224)+10,5=232,7 мм

=180+224=404 мм. Принимаю a = 300 мм
Длину ремня определяю как:

=1241 мм Принимаю L = 1400, тогда уточненное межосевое расстояние составит:

, где - расчетная длина ремня; ,

a = 319 мм

Угол обхвата меньшего шкива:

=180-57((224-180)/319)=172°

Номинальная мощность, передаваемая одним ремнем составит 4,25 кВт.([3]т.7.8 с.132)

Необходимое для передачи заданной мощности P число ремней:

, где - мощность передаваемая одним ремнем, - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня ([3] т.7.9, с.135). =0,92

- коэффициент режима работы ([3] т.7.10, с.136) =1,2

- коэффициент угла обхвата: =1,0

- коэффициент, учитывающий количество ремней в передаче. =0,95.

Исходя из этого, получаю z = =4.8 Принимаю z = 5.

Расчет шпиндельного вала

Шпиндельным валом выступает вал №4. Для него выбираю в соответствии со станком-аналогом (16Б05А) принимаю сл. диаметр для внутреннего отверстия:

d = 26.2 мм. Расчет требуемого диаметра шпиндельного вала выполняю по сл. формуле:

, мм, где
D - диаметр шпинделя в пролете (мм);

- количество радиальных подшипников в передней опоре = 4;

- параметр линейной аппроксимации экспериментальной жесткости подшипников. Принимаю =53,9 кН

j - требуемая жесткость шпинделя (кН/мм);

E - модуль упругости E=210(кН/)

a - длина консольной части шпинделя (мм), a = 600

k - отношение длин шпинделя k = 4

d - диаметр отверстия
, где - диметр наружный = 63 мм

- диаметр внутренний = 26.2

=750кН/мм

Исходя из этого получаю сл.

D = 100.09 мм.

Принимаю диаметр шпинделя равный 100 мм.

Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В3-х т. Т.1.-5-е издание, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1979. - 788 с ил.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В3-х т. Т.1.-6-е издание, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1982. - 584 с ил.

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин”: М.: Машиностроение, 1987. - 416 с ил.

4. Дьячков В.Б. идр. Специальные металлорежущие станки общемашиностроительного применения: справочник/ В.Б.Дьячков, Н.Ф.Кобатов, Н.У.Носинов., М.: Машиностроение. 1983. - 288с.,ил.

5. Любошиц М.И. Справочник по сопротивлению материалов: М. Высшая школа - 1969-459 с.

Bukvasha