Реферат Коробка скоростей малого токарного станка
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28Поможем 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.
от 25%
договор
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 | ||
1 | Максимальный диаметр изделия, обрабатываемого над суппортом | | | мм | 132,5 | ||
2 | Минимальный диаметр | | | мм | 33,125 | ||
3 | Максимальная глубина резания | | | мм | 3,511 | ||
4 | Минимальная глубина резания | | | мм | 2,139 | ||
5 | Максимальная подача | | | мм | 1,079 | ||
6 | Минимальная подача | | | мм | 0,07 | ||
7 | Максимальная скорость резания | | ,=2,139, =0,07 | м/мин | 435 | ||
| 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 | ||
8 | 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 | 12 | ||
9 | Максимальное число оборотов шпинделя (планшайбы) | | | об/мин | 4180 | ||
10 | Минимальное число оборотов шпинделя, планшайбы | | | об/мин | 80 | ||
11 | 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, | ||
12 | 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 | ||
14 | Максимальная осевая сила резания | | | | 89 | ||
15 | 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 | | f | | »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:
| ||||
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:
| ||||||
| ||||||
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.
| |||||
| |||||
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.