Модернизация привода подач станка модели 6Н10 с упрощением конструкции коробки подач - Курсовая работа

Кинематический расчет коробки подач 4. Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность 4.1 Определение кутящих моментов на валах 4.2 Проектный расчет зубчатых передач 4.2.1 Выбор материалов и термообработки 4.2.2 Определение допускаемых напряжений 4.2.3 Определение размеров передач зубчатых колес 4.2.4 Расчет валов 5 Проверочный расчет 5.1 Расчет статической прочности вала 5.2 Проверочный расчет на усталостную прочность 5.3 Проверочный расчет жесткости вала 5.4 Проверочный расчет зубьев зубчатых колес на усталость по контактным напряжениям 5.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба 6 Выбор и расчет подшипников 7 Расчет шпоночного соединения 8 Расчет шлицевого соединения 9 Описание системы управления, системы смазки 10 Мероприятия по охране труда и технике безопасности 11 Улучшение технологичности привода Список использованных источников Введение Современные металлорежущие станки это весьма развитые машины, включающие большое число механизмов и использующие механические, электрические, гидравлические и другие методы осуществления движений и управления цикл. При конструктивном оформлении для придания станку требуемых качеств и функций используют разнообразные механизмы с применением гидравлики, электрики, пневматики; применяют также детали сложных конструктивных форм с высокими требованиями к их качественным показателям, внедряют прогрессивные принципы проектирования (агрегатирование, унификация); изыскивают наиболее рациональные компоновки станков, разрабатывают новые системы управления циклом. 1 Описание разрабатываемой конструкции и кинематической схемы Станок предназначен для обработки отверстий диаметром до 75 мм, главным образом в крупногабаритных и тяжелых деталях, в условиях индивидуального и серийного производства. Находим скорость резания при сверлении V (1) где C =9,8 D- диаметр сверления, мм T- стойкость инструмента, мин S- подача, мм/об K =1 Значения коэффициентов и показателей степеней берем из табл. 32 [4] P H Для рассверливания: P (4) Где t- глубина рассверливания, мм P Н P Н P Н Дальнейший расчет ведем по наибольшей осевой силе P =9062,97 Н Найдем вертикальную составляющую силы резания: Р (5) где С=204 Р Н Найдем силу трения: F=(P Q)*f (6) где P - вертикальная составляющая силы резания, Н Q- вес движущихся частей, Н. 3 Кинематический расчет коробки подач Исходные данные: Z=6; ?=1.41 Определяем формулу структуры привода Z= 6 =2*3 Строим структурную сетку для принятой структуры Рисунок 1 - Структурная сетка Принимаем минимальную подачу S =0,1мм/об Для ?=1.41 принимаем из стандартного ряда подачи: S =0,1мм/об S =0,14мм/об S =0,2мм/об S =0,28мм/об S =0,4мм/об S =0,56мм/об Находим частоты, соответствующие подачам S -S по формуле: n (13) где i - передаточное отношение червячной пары (i =1/50) z - число зубьев реечного колеса ( z =10) m - модуль реечного колеса ( m =3) n мин n =0,0742 мин n =0,106 мин n =0,1484 мин n =0,212 мин n =0,297 мин Строим график частот вращения шпинделя (рисунок 2), исходя из условия: i Рисунок 2 - График частот вращения По графику частот вращения находим передаточное отношение всех передач в виде: (14) где m - число интервалов, на которые поднимается луч передачи ( ) или опускается (-): Для зубчатых передач: i1=1/j1,5; i2=1/j2; i3=1/j3; i4=1; i5=1/j2; i6=1/j4 Определение чисел зубьев шестерен коробки подач по таблице Гермара [3] принимаем в зависимости от стандартного знаменателя и суммарного числа зубьев в зубчатой передачи, принимаем число зубьев шестерни. Механические свойства материала: - для колеса: =1600 МПа, =1400 МПа, 54HRC - для шестерни: =1600 МПа, =1400 МПа, 52HRC 4.2.2 Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем из источника по формуле: , (19) где , МПа - базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса: = 1.2 - коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев. ш=17*HRC 200=17*52 200=1084МПа (20) к=17*HRC 200=17*54 200=1118 МПа (21) МПа =1129,167МПа Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем из источника по формуле: (22) где - базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяемый для шестерни и колеса: Для колеса =650 МПа, для шестерни =600МПа = 0.8 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи) =1,75 - коэффициент безопасности, - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения ( =1,25).